EP2930360A2 - Axialkolbenmaschine in schrägachsenbauweise mit gleitschuhen im triebflansch - Google Patents

Axialkolbenmaschine in schrägachsenbauweise mit gleitschuhen im triebflansch Download PDF

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EP2930360A2
EP2930360A2 EP15160552.4A EP15160552A EP2930360A2 EP 2930360 A2 EP2930360 A2 EP 2930360A2 EP 15160552 A EP15160552 A EP 15160552A EP 2930360 A2 EP2930360 A2 EP 2930360A2
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EP
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drive flange
axial piston
shoe
piston machine
machine according
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Martin Bergmann
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LHY Powertrain GmbH and Co KG
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Linde Hydraulics GmbH and Co KG
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Publication date
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    • F04C2240/50—Bearings
    • F04C2240/54—Hydrostatic or hydrodynamic bearing assemblies specially adapted for rotary positive displacement pumps or compressors

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic axial piston machine in oblique axis construction with a drive shaft arranged rotatably about a rotation axis within a housing, with a drive flange rotatably disposed within the housing, and a cylinder drum arranged rotatably about a rotation axis within the housing of the axial piston machine, the cylinder drum provided with a plurality of piston recesses is, in each of which a piston is arranged longitudinally displaceable, wherein the pistons are hinged to the drive flange, and wherein the drive flange is supported on a housing-side sliding surface by means of a thrust bearing, which is designed as a hydrostatically relieved sliding bearing having a plurality of sliding shoes, each are mounted articulated in the drive flange and are provided on a facing on the sliding surface front side with a pressure pocket, the supply of pressure medium with an associated displacement of the Axialk Olbenmaschine communicate.
  • a thrust bearing which is designed as a hydrostatically relieve
  • the piston arranged longitudinally displaceably in the cylinder drum are usually fastened by means of a ball joint to the drive flange of a drive shaft.
  • the piston forces are based here on the piston on the drive shaft located on the drive flange and generate a torque.
  • a hydrostatically relieved slide bearing as thrust bearing it is already known in an axial piston machine in a bent axis machine in an axial end face of the drive flange, with the drive flange abuts a housing-side sliding surface, form pressure pockets, which are in communication with the displacement for supplying pressure medium ,
  • the drive flange is formed as a separate from the drive shaft component and arranged movable in the axial direction relative to the drive shaft.
  • a torque connection such as a spline toothing of the drive flange is connected to the drive shaft torque.
  • Such axial piston machines are for example from the FIG.
  • the present invention has for its object to provide a generic axial piston machine in Schrägachsenbauweise with a hydrostatic relief of the axial forces by the drive flange articulated sliding shoes available, which is operable at high speeds and at the same time has a high efficiency.
  • the sliding blocks are each articulated in such a manner in the drive flange, that with a rotating drive flange a compensating force acts on the sliding block, which is directed opposite to the centrifugal force acting on the shoe, wherein the point of application of the compensating force on the shoe selected is that on the sliding shoe no Abkippmoment arises or a Abkippmoment is partially or completely compensated.
  • the point of application of the compensating force on the shoe selected is that on the sliding shoe no Abkippmoment arises or a Abkippmoment is partially or completely compensated.
  • an acting on the shoe and the centrifugal force counteracting compensating force is generated, which acts on the shoe so that no slipping moment arises on the shoe or a Abkippmoment is partially or completely compensated.
  • the axial piston machine according to the invention can thus be prevented by the compensating force tipping of the shoe from the housing side sliding surface due to the force acting on the shoe centrifugal force, so that the axial piston according to the invention can be operated at high speeds without tilting the shoes, so that even at high speeds Increase of leakage at the hydrostatically relieved slide bearing between the shoes and the housing side sliding surface is prevented and the axial piston machine has a high efficiency at high speeds.
  • the point of application of the compensating force in the axial direction at the height of the center of gravity of the shoe ensures that the centrifugal force and the balancing force are directly opposite, so that no tilting moment arises on the shoe.
  • the sliding block is articulated in a recess of the drive flange, wherein the radial support point of the sliding block in the recess of the drive flange corresponds to the point of application of the compensating force.
  • the balancing force is thus applied to the radial support point of the shoe in the recess on which the centrifugal force of the shoe is supported.
  • the radial support point of the sliding block is located in the recess of the drive flange on a plane which is perpendicular to.rotation axis of the drive flange and arranged in the axial direction in the region of the center of gravity of the sliding block.
  • the plane goes in the axial direction through the center of gravity of the shoe is.
  • the sliding block is articulated in a recess of the drive flange, wherein the radial support point of the sliding block in the recess of the drive flange is spaced from the point of application of the compensating force in the axial direction.
  • This position of the point of application of the balancing force can be an the slip shoe from the centrifugal force resulting Abkippmoment be compensated in a simple manner to prevent tilting of the shoe from the housing side sliding surface.
  • the sliding block is operatively connected to a compensating body which partially or completely compensates for a tilting moment arising from the centrifugal force on the sliding block.
  • additional compensating bodies which are in operative connection with the sliding shoes and compensates partially or completely for the sliding shoes resulting from the centrifugal force, can also be prevented with little additional construction effort that tilt the sliding blocks at high speeds of the housing side sliding surface.
  • An expedient embodiment of the invention provides that the compensating body generates the compensating force acting on the sliding shoe, which is directed counter to the centrifugal force on the sliding shoe, wherein the point of application of the compensating body generated and acting on the shoe balance force in the region of the center of gravity of the shoe.
  • the point of application preferably lies in the center of gravity of the sliding shoe.
  • the sliding shoe can be mounted in a recess of the drive flange such that the radial support point of the sliding block is spaced in the recess of the drive flange in the axial direction from the center of gravity of the sliding block about a first lever arm.
  • the compensation body is articulated according to an advantageous embodiment of the invention on the drive flange by means of a hinge connection and is in operative connection with the slide shoe in the axial direction in the region of the center of gravity, wherein the balancing force is generated by the force acting on the balancing body centrifugal force.
  • the counteracting centrifugal force acting on the sliding shoe and the centrifugal force acting on the sliding shoe is thus generated by the centrifugal force acting on the compensating body.
  • the deflection of the force direction can be achieved with a particularly simple construction cost when the hinge connection of the compensation body is arranged on the drive flange in the axial direction between the center of gravity of the shoe and the center of gravity of the compensation body. From the center of gravity of the compensating body radially acting centrifugal force can be generated by this choice of articulation and thus the support point of the compensating body in the drive flange in a simple way at the center of gravity of the shoe a radially inward acting balancing force.
  • the articulation of the compensating body with the drive flange is for this purpose spaced from the center of gravity of the compensating body about a second lever arm.
  • the mass of the compensating body, the first lever arm and the second lever arm are designed such that the compensating force generated by the compensating body has substantially the same size as the centrifugal force acting on the sliding shoe.
  • the compensating body can be arranged radially outside of the sliding shoes and generate from the outside an acting on the shoe in the center of gravity of the shoe balance force.
  • the compensation body is arranged coaxially with the sliding block and within the radial dimensions of the sliding block in the drive flange.
  • the compensating body For receiving the compensating body in the drive flange of the drive flange is provided with a further recess according to an expedient development of the invention, in which the compensating body is articulated, wherein the further recess is arranged coaxially to the recess for the shoe.
  • the further recess is in operative connection with the displacer and the compensating body is provided with a connecting channel, by means of which the pressure pocket of the sliding block communicates with the displacer space.
  • a preferred embodiment of the invention is arranged for articulated mounting of the shoe in the recess of the drive flange and thus for the tilt compensation of the shoe in the recess of the drive flange of the shoe with a diameter clearance in the recess of the drive flange.
  • the shoe is provided in the region of the radial support point with a diameter extension.
  • the radial support point of the shoe in the recess can be formed in a simple manner and with little construction and thus for the balancing force a defined point of attack can be achieved.
  • the radial outer surface of the diameter extension is formed as a spherical surface whose center lies in the center of gravity of the shoe.
  • the radial outer surface of the diameter extension is formed as an annular surface.
  • the radial outer surface of the diameter extension is formed as a cylindrical surface, wherein between the cylindrical surface and the recess of the drive flange a diameter clearance is formed.
  • a spring device which acts on the sliding shoe in the direction of the housing-side sliding surface.
  • a pressure space is formed between the drive flange and the shoe, which is connected to the displacement chamber.
  • a pressure-dependent contact pressure of the sliding shoes on the housing-side sliding surface can be achieved in a simple manner.
  • the pressure pocket which is also connected to the displacement chamber, causes the sliding surface of the sliding shoe to be partially relieved of the housing-side sliding surface, so that an additional hydrostatic contact force acts on the sliding shoe.
  • the shoe is provided with a groove-shaped recess in which the sealing device, in particular a sealing ring, is arranged.
  • a connection of the pressure shoe pressing the pressure chamber can be achieved with the displacer with low construction costs, if at least one recess is formed in the region of the joint of the compensating body, by means of which the pressure chamber with the displacer is connectable ,
  • the drive flange and the drive shaft can be formed by separate components which are connected to one another in a force-locking or positive-locking manner. This may result in advantages in the production of these two components.
  • the drive flange is formed in one piece on the drive shaft in the axial piston according to the invention, so that the axial piston machine according to the invention is suitable for high speeds and can transmit a high torque.
  • the hydrostatic axial piston machine 1 designed as a bent axis machine according to FIGS FIGS. 1 and 2 has a housing 2, which consists of a housing pot 2a and a housing cover 2b, which is fixed to the housing pot 2a.
  • a drive shaft 4 provided with a drive flange 3 is rotatably mounted about a rotation axis R t by means of bearing devices 5a, 5b.
  • the drive flange 3 is integrally formed on the drive shaft 4, so that the drive shaft 4 and the drive flange 3 are made in one piece.
  • a cylinder drum 7 is arranged in the housing 2, which is arranged rotatably about an axis of rotation R z and provided with a plurality KolbenausEnglishept 8, which are arranged in the illustrated embodiment concentric with the axis of rotation R z of the cylinder drum 7.
  • a piston 10 is arranged longitudinally displaceable.
  • the rotation axis R t of the drive shaft 4 intersects the rotation axis R z of the cylinder drum 7 at the point of intersection S.
  • the cylinder drum 7 is provided with a central, concentric with the axis of rotation R z of the cylinder drum 7 arranged longitudinal recess 11 through which the drive shaft 4 extends therethrough.
  • the drive shaft 4 guided through the axial piston machine 1 is mounted on both sides of the cylinder drum 7 by means of the position devices 5a, 5b.
  • the drive shaft 4 is mounted with the drive flange side bearing device 5a in the housing pot 2a and with the cylinder drum side bearing device 5b in the housing cover 2b.
  • the drive shaft 4 is designed at the drive flange end with a torque transmission means 12, for example a spline, for introducing a drive torque or for tapping a drive output torque.
  • a torque transmission means 12 for example a spline
  • the opposite, cylinder-drum-side end of the drive shaft 4 guided through the axial piston machine 1 ends in the region of the housing cover 2b.
  • a concentric with the axis of rotation R t of the drive shaft 4 arranged bore 14 is formed, which is formed in the illustrated embodiment as a through hole.
  • the cylinder drum 7 is located to control the supply and discharge of pressure medium in the piston chambers formed by the piston recesses 8 and the piston 10 Verdrängeragonist V on a control surface 15 which is provided with not shown kidney-shaped control recesses, an inlet port 16 and an outlet port of Form axial piston 1.
  • the cylinder drum 7 is provided with a control opening 18 on each piston recess 8.
  • the axial piston machine 1 of FIGS. 1 and 2 is designed as a constant machine with a constant displacement volume.
  • the constant machine of the inclination angle ⁇ and thus the pivot angle of the rotation axis R z of the cylinder drum 7 with respect to the axis of rotation R t of the drive flange 3 and the drive shaft 4 is fixed and constant.
  • the control surface 15, against which the cylinder drum 17 abuts, is in this case formed on the housing 2, in the illustrated exemplary embodiment on the housing cover 2b or a rotatably arranged in the housing 2 control disc.
  • the pistons 10 are each hinged to the drive flange 3.
  • each formed as a spherical joint articulation 20 is formed between the respective piston 10 and the drive flange 3 .
  • the articulation 20 is formed in the illustrated embodiment as a ball joint, which is formed by a ball head 10a of the piston 10 and a spherical cap 3a in the drive flange 3, in which the piston 10 is attached to the ball head 10a.
  • the pistons 10 each have a collar portion 10b, with which the piston 10 is arranged in the piston recess 8.
  • a piston rod 10c of the piston 10 connects the collar portion 10b with the ball head 10b.
  • the collar portion 10b of the piston 10 is arranged with play in the piston recess 8.
  • the collar portion 10b of the piston 10 may be designed to be spherical.
  • a sealing means 21 for example a piston ring, is arranged on the collar portion 10b of the piston 10.
  • a spherical guide 25 is formed between the cylinder drum 7 and the drive shaft 4.
  • the spherical guide 25 is formed by a spherical portion 26 of the drive shaft 4, on which the cylinder drum 7 is arranged with a arranged in the region of the central longitudinal recess 11 hollow spherical portion 27.
  • the center of the sections 26, 27 lies on the intersection point S of the axis of rotation R t of the drive shaft 4 and the axis of rotation R z of the cylinder drum 7.
  • a driving device which couples the drive shaft 4 and the cylinder drum 7 in the direction of rotation.
  • the carrier device is not shown in detail.
  • a follower joint 30 which is formed in the illustrated embodiment as a constant velocity joint in Kegelstrahlbauwese and allows a rotationally synchronous entrainment of the cylinder drum 7 with the drive shaft 4, so that a uniform, synchronous rotation of the cylinder drum 7 with the drive shaft 4 results.
  • the trained as constant velocity joint driving joint 30 is formed in the illustrated embodiment as a cone beam half-roll joint 31.
  • the cone-beam half-roll joint 31 is formed by a plurality of roller pairs 50, 51 which are arranged between the drive shaft 4 and a sleeve-shaped driver element 40 connected in a rotationally fixed manner to the cylinder drum 7.
  • the drive shaft 4 also extends through the driving joint 30.
  • Each of the plurality of roller pairs 50, 51 of the cone-beam half-roller joint 31 consists of two and thus one pair of semi-cylindrical half-rollers 50a, 50b, 51a, 51b.
  • the semi-cylindrical half rollers 50a, 50b, 51a, 51b are each formed by a cylindrical body flattened substantially to a rotation axis RR t , RR z .
  • the pairs of half rollers 50a, 50b, 51a, 51b form planar sliding surfaces GF, against which the two half rollers 50a, 50b, 51a, 51b of a pair of rollers 50, 51 abut one another to form a surface contact.
  • the half rollers 50a, 50b, 51a, 51b are arranged in the radial direction within the pitch circle of the pistons 10 and spaced from the axes of rotation R t , R z .
  • the driving joint 30 can therefore be arranged space-saving within the pitch circle of the piston 10 and the drive shaft 4 are performed radially within the half-rollers of the cone-beam half-roll joint 31.
  • Each roller pair 50, 51 has a cylindrical drum-side half-roller 50a, 51a belonging to the cylinder drum 7 and a drive shaft-side half-roller 50b, 51b which abut one another on the flat sliding surfaces GF and are in contact with each other.
  • the cylindrical drum-side half roller 50a, 51a of the corresponding roller pair 50, 51 are each in a cylindrical, in particular partially cylindrical, cylinder drum side receptacle 55a and the drive shaft side half roller 50b, 51 b of a pair of rollers 50, 51 in a cylindrical, in particular partially cylindrical, drive shaft side housing 55b added and in the respective cylindrical receptacle 55a, 55b secured in the longitudinal direction of the corresponding axis of rotation.
  • each half rollers 50a, 51a, 50b, 51b are provided in the cylindrical portion with a collar 60 which engages in a groove 61 of the corresponding receptacle 55a, 55b.
  • the drive shaft-side half-roller 50b is shown by the roller pair 50 with thick lines and the cylindrical drum-side half-roller 50a resting on the half-roller 50b is shown with thin lines.
  • the cylindrical drum-side half roller 51 a is shown with thick lines and thin lines on the half roller 51 a resting drive shaft side half roller 51 b.
  • the half rollers 50b and 51a are in the sectional plane of the FIG. 2 lying flattened, flat sliding surfaces GF shown.
  • the rotational axes RR z of the cylinder-drum-side half rollers 50a, 51a are inclined to the rotation axis R z of the cylinder drum 7 by an inclination angle ⁇ .
  • the axes of rotation RR z of the cylindrical drum-side half rollers 50a, 51a intersect the axis of rotation R z of the cylinder drum 7 at the point of intersection S z .
  • the individual rotation axes RR z of the plurality of cylindrical drum-side half rollers 50a, 51a thus form a cone beam about the rotation axis R z of the cylinder drum 7 with the point at the intersection S z .
  • the inclination angle ⁇ of the rotation axes RR z of the cylinder drum side half rollers 50a, 51a to the rotation axis R z of the cylinder drum 7 and the rotation axes RR t of the drive shaft side half rollers 50b, 51b to the rotation axis R t of the drive shaft 4 are identical in magnitude.
  • the inclination angles ⁇ of the rotation axes RR z , RR t of the half rollers of the drive shaft 4 and the cylinder drum 7 to be coupled together are thus the same.
  • the plane E is therefore inclined at half the inclination angle or swivel angle ⁇ / 2 with respect to a plane E 1 perpendicular to the axis of rotation R t of the drive shaft 4 and a plane E 2 perpendicular to the axis of rotation R z of the cylinder drum 7.
  • the plane E passes through the intersection S of the axes of rotation R t , R z .
  • the half rollers 50a, 50b, 51a, 51b of the respective roller pair 50, 51 are arranged in the region of the points of intersection SP of the axes of rotation RR t , RR z , whereby at the intersections SP of the two half rollers of the respective roller pair 50, 51, the power transmission between the flat sliding surfaces GF takes place to take the cylinder drum 7.
  • a thrust bearing 100 is provided, which is designed as a hydrostatically relieved sliding bearing 102.
  • the hydrostatically relieved sliding bearing 102 comprises a plurality of sliding shoes 105, which are each mounted longitudinally displaceably and articulated in the drive flange 3 and are each provided with a pressure pocket 106 at an end surface facing the sliding surface 101, which is supplied with pressure medium having an associated displacement space V of the axial piston machine 1 keep in touch.
  • each piston 10 is associated with a shoe 105.
  • the pressure pockets 106 in the sliding shoes 105 are in each case connected via a connecting channel 107 in the drive flange 3 and a connecting channel 108 in the piston 10 with the respective displacement chamber V, which is formed by the piston recess 8 and the piston 10 arranged therein.
  • the housing-side sliding surface 101 can be formed directly in the housing 2 or as in the illustrated embodiment - on a circular disk 109 which is rotatably mounted on the housing 2.
  • the designed as hydrostatically relieved sliding bearing 102 thrust bearing 100 serves to hydrostatically relieve the axial forces occurring during operation of the axial piston 1 on the drive flange 3.
  • the axial force F A and thus the axial force component of the piston force F K is relieved by a generated by means of the sliding shoes 105 hydrostatic discharge force F E.
  • the bearing devices 5 a, 5 b of the drive shaft 4 can be dimensioned smaller so that small mass forces result in the bearing devices 5 a, 5 b and compact dimensions of the axial piston machine 1 according to the invention can be achieved.
  • the sliding shoes 105 are each acted upon by means of a spring device 110, for example a compression spring, in the direction of the housing-side sliding surface 101 and thus pressed against the housing-side sliding surface 101.
  • a spring device 110 for example a compression spring
  • the sliding shoes 105 are each arranged longitudinally displaceable and articulated in a recess 111 of the drive flange 103.
  • the recesses 111 are formed in the illustrated embodiment in each case by a to the rotation axis R t of the drive shaft 4 and the drive flange 103 concentrically arranged receiving bore.
  • a pressure chamber D is formed in each case, which is connected via the connecting channels 107 and 108 with the displacement chamber V.
  • a connecting channel 112 is arranged in each case, which connects the pressure pocket 106 with the pressure chamber D and thus with the associated displacement chamber V.
  • the pressure chamber D and the pressure pocket 106 are designed such that an additional hydrostatic contact force acts, which presses the sliding shoes 105 against the sliding surface 101.
  • the sliding shoe 105 is sealed in each case by means of a sealing device 115 with respect to the pressure chamber D.
  • the sliding shoe 105 is provided with a groove-shaped recess 116, in which the sealing device 115, for example a sealing ring, is arranged.
  • a support of the centrifugal force F F takes place with a centrifugal force F F opposite and directed radially inward compensation force F FR on the drive flange 3, which in the embodiment of FIGS. 1 to 4 is in the region of the recess 111.
  • the sliding shoes 105 are each articulated in the drive flange 103 in the axial piston machine 1 according to the invention in such a way that the point of application AP is the compensating force F FR the sliding block 105 is arranged such that on the sliding shoe 105 no Abkippmoment arises.
  • the position of the force pair, that of the centrifugal force F F and the opposing compensating force F FR is formed, to each other is thus selected according to the invention such that no centrifugal force Abkippmoment caused on the shoe 105.
  • the radial support point A of the shoe 105 in the recess 111 of the drive flange 3, which acts on the compensating force F FR , arranged on a plane EE, which is directed perpendicular to the axis of rotation R t of the drive flange 3 and in the axial direction in the region of the center of gravity SP of the shoe 105 is arranged.
  • the radial support point A thus forms the point AP of the compensating force F FR .
  • the centrifugal force F F and the opposing compensating force F FR have aligned operating lines.
  • the force pair formed from the centrifugal force F F and the opposing compensating force F FR is therefore directly and directly opposite, so that the centrifugal force F F and the counteracting compensating force F FR have no lever arms to the support point A of the shoe 105 in the recess 111 and thus no centrifugal force Abkippmoment arises on the shoes 105.
  • the shoe 105 is - as in the FIG. 5 is illustrated - arranged with a diameter clearance DS1 in the recess 111 of the drive flange 103 and in the region in which the support point A is arranged, provided with a diameter extension.
  • FIGS. 5 to 7 is the area of FIGS. 1 to 4 , in which the support point A and thus the plane EE is arranged, shown in an enlarged view.
  • the radial outer surface of the diameter extension of the shoe 105 which is disposed within the recess 111, formed as a spherical surface SF, whose center MP lies in the center of gravity SP of the shoe 105.
  • the spherical partial surface SF an articulated mounting of the shoe 105 is achieved in the recess 111, which further ensures a good tilt compensation of the shoe 105.
  • FIGS. 6 and 7 Alternative embodiments are shown, which can be used in the axial piston machine 1 according to the invention.
  • FIG. 6 is the radial outer surface of the diameter extension of the shoe 105 in the region of the plane EE and thus formed in the region of the support point A as a cylindrical surface ZF, whose lateral surface is concentric with the longitudinal axis of the shoe 105.
  • a diameter clearance DS2 is formed between the cylindrical surface ZF and the recess 111 of the drive flange 3. The diameter clearance DS2 is less than the diameter clearance DS1 at the remaining portions of the shoe 105.
  • the annular surface RF designed as an annular partial surface has a radius R whose root point is arranged on the plane EE and is radially spaced from the center of gravity SP of the sliding shoe 105.
  • FIG. 8 a further embodiment of an axial piston machine 1 according to the invention is shown in a bent-axis design, wherein the same components are provided with the same reference numerals.
  • the sliding shoes 105 are each such longitudinally displaceable and articulated in the drive flange 103, that with a rotating drive flange 103, a compensating force F FR acts on the shoe 105, which is directed opposite to the force acting on the shoe 103 centrifugal force F F , wherein the point AP of the balancing force F FR on the shoe 105 is selected such that on the shoe 105, a centrifugal force-dependent Abkippmoment is partially or completely compensated.
  • the sliding shoe 105 is in each case operatively connected to an additional compensation body 200 which partially or completely compensates for a tilting moment arising on the sliding shoe 105 from the centrifugal force F F.
  • the compensation body 200 generates the force acting on the shoe 105 compensating force F FR , which is opposite to the centrifugal force F F on the shoe 105.
  • the attack point AP of the compensating body 200 generated and acting on the shoe 105 compensating force F FR is located in the center of gravity SP of the shoe 105th
  • the radial support point A of the shoe 105 in the recess 111 of the drive flange 3 is spaced in the axial direction of the center of gravity SP of the shoe 105 to a first lever arm c.
  • the compensation body 200 is articulated to the drive flange 103 by means of a hinge connection 210 and is in operative connection with the slide shoe 105 in the center of gravity SP.
  • the compensating force F FR is generated by the centrifugal force F F2 acting on the compensating body 200.
  • the balancing body 200 is disposed coaxially with the slide shoe 105 and within the radial dimensions of the slide shoe 105 in the drive flange 3 longitudinally displaceable and articulated.
  • the drive flange 3 is for this purpose provided with a further recess 211, in which the compensating body 200 is mounted longitudinally displaceable and articulated.
  • the further recess 211 is arranged coaxially with the recess 111 for the sliding shoe 105 and has a reduced diameter relative to the recess 111.
  • the further recess 211 is connected via the connecting channel 107 in the drive flange 3 and the connecting channel 108 in the piston 10 with the displacer V in operative connection.
  • the balancing body 200 is provided with a connecting channel 212, by means of which the pressure pocket 106 of the shoe 105 is in communication with the displacement chamber V.
  • the connection of the compensation body 200 with the shoe 105 is carried out in the illustrated embodiment by a ball joint 220, whose center MMP is arranged in the center of gravity SP of the shoe 105.
  • the ball joint 220 is formed in the illustrated embodiment by a ball head on a pin-shaped portion of the compensation body 200 and a spherical cap-shaped recess in the shoe 105.
  • compensating body 200 in the recess 211 of the balancing body is arranged with a diameter clearance DS3 in the recess 211 and the hinge joint 210 formed by a diameter extension of the compensating body 200.
  • the radial outer surface of the compensating body 200 in the region of the diameter enlargement as an annular surface analogous to the FIG. 7 educated. It is understood that the radial outer surface of the compensation body 200 in the region of the diameter extension alternatively analogous to the Figures 5 and 6 can be executed.
  • the hinge 210 forms a radial support point B, with which the balancing body 200 is supported in the recess 211.
  • the articulated connection 210 and thus the support point B of the compensation body 200 on the drive flange 3 is arranged in the axial direction between the center of gravity SP of the slide shoe 105 and the center of gravity SK of the compensation body 200.
  • the center of gravity SK of the compensation body 200 is spaced from the articulation 210 and thus from the support point B about the lever arm a.
  • the spring device 110 is arranged in the recess 211 and acts on the compensation body 200, which is in operative connection with the sliding shoe 105.
  • the spring device 110 can be arranged in the recess 111 and act directly on the slide shoe 105.
  • the pressure chamber D acting on the sliding shoe 105 is arranged between the sliding shoe 105, the recess 111 and the compensating body 200.
  • at least one recess 215 is formed in the region of the articulated connection 210 of the compensation body 200.
  • the pressure chamber D is thus connected via the recess 215, and the diameter clearance DS3 of the compensating body 200 with the connecting channel 107 in connection.
  • the shoe 105 is the FIG. 8 analogous to the FIG. 7 provided with a cylindrical outer surface, wherein the Kippein suitkeit by a corresponding diameter clearance is achieved. Between the cylindrical outer surface of the shoe 105 and the recess, a relatively short guide length is formed, so that in conjunction with a correspondingly dimensioned diameter clearance the required Kippein monokeit the shoe 105 is made possible.
  • the articulated mounting of the sliding shoes 105 in the recess 111 of the drive flange analogous to Figures 5 and 6 respectively.
  • the compensating force F FR is generated by the radially outward centrifugal force F F2 of the compensating body 200, which arises from the mass m 2 of the compensating body 200 and acts on the center of gravity SK of the compensating body 200, in conjunction with the achieved by the choice of Abstweiluss B deflection Force direction radially inward.
  • the mass m 2 of the compensating body 200, the first lever arm c and the second lever arm a are designed such that the compensating force F FR generated by the compensating body 200 has substantially the same size as the centrifugal force F F acting on the sliding block 105.
  • the additional compensation body 200 by means of the additional compensation body 200, the tilting moment of the sliding shoes 105 can be compensated and tilting of the sliding shoes 105 from the housing-side sliding surface 101 at high rotational speeds can be prevented.
  • FIGS. 1 to 7 is achieved by the position of the support point A in the going through the center of gravity SP level EE that on the shoe 105 no Abkippmoment arises.
  • the plane EE in which the support point A is arranged, may be slightly spaced in the axial direction of the center of gravity SP, so that only a partial compensation of the Abkippmoments done.
  • This position of the plane EE creates a small lever arm in the axial direction between the force pair formed by the centrifugal force F F and the compensating force F FR , which can be tolerated with appropriate dimensioning of the pressing force of the spring 110 and the hydrostatic discharge.
  • the choice of the hydrostatic relief by the sliding shoes 105 can be selected such that the hydrostatic discharge force F E of the axial force F A corresponds, so that the axial force F A is exactly compensated.
  • This design can be realized in an axial piston machine designed as a constant machine with a constant displacement volume.
  • the hydrostatic relief force F E can be dimensioned smaller than the axial force F A , so that the remaining difference of the axial force from these two forces is absorbed by the drive flange side bearing device 5a.
  • the hydrostatic discharge force F E can be dimensioned greater than the axial force F A in the amount, so that the remaining difference amount of the axial force from these two forces is absorbed by the cylinder drum side bearing device 5b.
  • the axial piston machine 1 can, instead of being a constant machine, alternatively be designed as an adjusting machine with a variable displacer volume.
  • a variable displacer volume In an adjustment of the inclination angle ⁇ and thus the pivot angle of the rotation axis R z of the cylinder drum 7 with respect to the axis of rotation R t of the drive shaft 4 is adjustable to change the displacer volume.
  • the control surface 15 against which the cylinder drum 7 rests is formed for this purpose on a cradle body which is pivotably mounted in the housing 2 about a pivot axis which lies at the intersection S of the axis of rotation R t of the drive shaft 4 and the axis of rotation R z of the cylinder drum 7 and perpendicular to the rotation axes R t and R z is arranged.
  • the angle of inclination and thus the pivot angle ⁇ of the rotation axis R z of the cylinder drum 7 to the rotation axis R t of the drive shaft changes 4.
  • the cylinder drum 7 can be pivoted to a zero position in which the axis of rotation R z of the cylinder drum 7 coaxial with Rotation axis R t of the drive shaft 4 is. Starting from this zero position, the cylinder drum 7 can be pivoted to one or both sides, so that the axial piston of the FIG. 5 can be executed as unilaterally pivotable or as two-sided pivotable adjusting.
  • driver element 40 can be integrally formed on the cylinder drum 7.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Axialkolbenmaschine (1) in Schrägachsenbauweise mit einer um eine Rotationsachse (R t ) drehbar innerhalb eines Gehäuses (2) angeordneten Triebwelle (4), mit einem drehbar innerhalb des Gehäuses (2) angeordneten Triebflansch (3), und einer um eine Rotationsachse (R z ) drehbar innerhalb des Gehäuses (2) der Axialkolbenmaschine (1) angeordneten Zylindertrommel (7), wobei die Zylindertrommel (7) mit mehreren Kolbenausnehmungen (8) versehen ist, in denen jeweils ein Kolben (10) längsverschiebbar angeordnet ist, wobei die Kolben (10) an dem Triebflansch (3) gelenkig befestigt sind, und wobei der Triebflansches (3) an einer gehäuseseitigen Gleitfläche (101) mittels eines Axiallagers (100) abgestützt ist, das als hydrostatisch entlastetes Gleitlager (102) ausgebildet ist, das mehrere Gleitschuhe (105) aufweist, die jeweils im Triebflansch (3) gelenkig gelagert sind und an einer an der Gleitfläche (101) zugewandten Stirnseite mit einer Drucktasche (106) versehen sind, die zur Versorgung mit Druckmittel mit einem zugeordneten Verdrängerraum (V) der Axialkolbenmaschine (1) in Verbindung stehen. Die Gleitschuhe (105) sind erfindungsgemäß jeweils derart in dem Triebflansch (3) gelenkig gelagert, dass bei rotierendem Triebflansch (3) eine Ausgleichskraft (F FR ) auf den Gleitschuh (105) wirkt, die der auf den Gleitschuh (105) wirkenden Fliehkraft (F F ) entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt (AP) der Ausgleichskraft (F FR ) an dem Gleitschuh (105) derart gewählt ist, dass an dem Gleitschuh (105) kein Abkippmoment entsteht oder ein Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert wird.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauweise mit einer um eine Rotationsachse drehbar innerhalb eines Gehäuses angeordneten Triebwelle, mit einem drehbar innerhalb des Gehäuses angeordneten Triebflansch, und einer um eine Rotationsachse drehbar innerhalb des Gehäuses der Axialkolbenmaschine angeordneten Zylindertrommel, wobei die Zylindertrommel mit mehreren Kolbenausnehmungen versehen ist, in denen jeweils ein Kolben längsverschiebbar angeordnet ist, wobei die Kolben an dem Triebflansch gelenkig befestigt sind, und wobei der Triebflansches an einer gehäuseseitigen Gleitfläche mittels eines Axiallagers abgestützt ist, das als hydrostatisch entlastetes Gleitlager ausgebildet ist, das mehrere Gleitschuhe aufweist, die jeweils im Triebflansch gelenkig gelagert sind und an einer an der Gleitfläche zugewandten Stirnseite mit einer Drucktasche versehen sind, die zur Versorgung mit Druckmittel mit einem zugeordneten Verdrängerraum der Axialkolbenmaschine in Verbindung stehen.
  • Bei hydrostatischen Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise sind die in der Zylindertrommel längsverschiebbar angeordneten Kolben in der Regel mittels eines Kugelgelenks an dem Triebflansch einer Triebwelle befestigt. Die Kolbenkräfte stützen sich hierbei über die Kolben auf dem an der Triebwelle befindlichen Triebflansch ab und erzeugen ein Drehmoment.
  • Gattungsgemäße Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise weisen gegenüber Axialkolbenmaschinen in Schrägscheibenbauweise deutlich höhere maximal zulässige Drehzahlen auf, so dass Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise für eine Anwendung als Hydromotor Vorteile bieten.
  • Es ist bei Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise bekannt, die aus den Kolbenkräften resultierenden Axialkräfte über den Triebflansch und die Triebwelle mit einer Wälzlagerung im Gehäuse abzustützen. Eine derartige Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise ist beispielsweise aus der Figur 5 der DE 101 54 921 A1 bekannt. Die Wälzlagerung der Triebwelle ist von paarweise angeordneten Kegelrollenlagern gebildet. Aufgrund der hohen aufzunehmenden Axialkräfte müssen diese beiden Kegelrollenlager entsprechend groß dimensioniert werden, um eine ausreichend hohe Lebensdauer zu erreichen. Die groß dimensionierten Lager benötigen jedoch einen großen Bauraumbedarf und begrenzen aufgrund der entstehenden hohen Massenkräfte die maximal zulässige Drehzahl der Axialkolbenmaschine.
  • Um diese Nachteile zu vermeiden, ist es bereits bekannt, die Axialkräfte bei Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise mittels eines als hydrostatisch entlasteten Gleitlagers ausgebildeten Axiallagers an einer gehäuseseitigen Gleitfläche zu entlasten. Durch die hydrostatische Entlastung der Axialkräfte kann die Wälzlagerung der Triebwelle und des Triebflansches kleiner dimensioniert werden und die Drehzahlgrenze der Axialkolbenmaschine kann infolge der geringeren Massenkräfte erhöht werden.
  • Für die Ausbildung eines hydrostatisch entlasteten Gleitlagers als Axiallager ist es bereits bekannt, bei einer Axialkolbenmaschine in Schrägachsenmaschine in einer axialen Stirnseite des Triebflansches, mit der der Triebflansch an einer gehäuseseitigen Gleitfläche anliegt, Drucktaschen auszubilden, die mit den Verdrängerräumen zur Versorgung mit Druckmittel in Verbindung stehen. Um ein Anliegen des Triebflansches an der gehäuseseitigen Gleitfläche zu erzielen, die eine Dichtfläche für die Drucktaschen bildet, ist der Triebflansch als ein von der Triebwelle getrenntes Bauteil ausgebildet und in axialer Richtung relativ zu der Triebwelle beweglich angeordnet. Über eine Drehmomentverbindung, beispielsweise eine Keilwellenverzahnung ist der Triebflansch mit der Triebwelle drehmomentfest verbunden. Derartige Axialkolbenmaschinen sind beispielsweise aus der Figur 3 der DE 101 54 921 A1 , der US 4,872,394 A1 und der US 3,827,337 A1 bekannt. Bei derartigen Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauweise erfolgt zwar kein Abkippen des Triebflansches von der gehäuseseitigen Gleitfläche bei hohen Drehzahlen, wobei ein Abkippen zu einem Öffnen der Dichtspalte an dem hydrostatisch entlasteten Gleitlager führen würde und zu einem damit verbundenen erhöhten Leckageverlust von Druckmittel an dem hydrostatischen Gleitlager. Nachteilig bei derartigen Axialkolbenmaschinen ist jedoch, dass die für die Drehmomentübertragung zwischen Triebflansch und Triebwelle erforderliche Drehmomentverbindung einen hohen Bauaufwand verursacht und aufwändig in der Herstellung ist. Durch die in der Drehmomentverbindung, beispielsweise einer Keilwellenverzahnung, auftretenden hohen Spannungen und Belastungen ist das an der Drehmomentverbindung maximal übertragbare Drehmoment, das dem Abtriebsdrehmoment bzw. dem Abtriebsdrehmoment der Axialkolbenmaschine entspricht, begrenzt. Zudem können durch den mit den Drucktaschen versehenen Triebflansch Unebenheiten in der gehäuseseitigen Dichtfläche, die aus Bauteilverformungen infolge der Druckbelastung entstehen, nicht ausgeglichen werden.
  • Für die Ausbildung eines hydrostatisch entlasteten Gleitlagers als Axiallager ist es weiterhin bereits bekannt, bei Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenmaschine Gleitschuhe im Triebflansch längsverschiebbar anzuordnen, die an der gehäuseseitigen Gleitfläche anliegen und mit einer Drucktasche versehen sind, die zur Versorgung mit Druckmittel mit einem zugeordneten Verdrängerraum in Verbindung stehen. Derartige Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise, bei denen die Axialkräfte mittels Gleitschuhen hydrostatisch entlastet werden, die zwischen Triebflansch und Gehäuse angeordnet sind, sind aus den Figuren 1 und 4 der DE 101 54 921 A1 , der US 3,198,130 A1 und der US 4,546,692 A1 bekannt. Bei einem derartigen hydrostatischen Gleitlager unter Verwendung von Gleitschuhe kann der Triebflansch und die Triebwelle einstückig ausgebildet werden, so dass eine festigkeitskritische Verbindung zwischen dem Triebflansch und der Triebwelle entfällt. Um zu erzielen, dass sich die axialen Dichtflächen des Gleitlagers, die von der gehäuseseitigen Gleitfläche und der Stirnseite der Gleitschuhe gebildet werden, für eine hohe Dichtheit exakt aneinander fügen und zueinander ausrichten können, ist es erforderlich, den Gleitschuh im Triebflansch längsverschiebbar und gelenkig zu lagern. Eine gelenkige Lagerung der Gleitschuhe in dem Triebflansch ist erforderlich, da eine exakte Ausrichtung des Triebflansches zu der gehäuseseitigen Gleitfläche hin durch Bauteiltoleranzen und durch im Betrieb der Axialkolbenmaschine auftretende Verformungen nicht möglich ist. Durch die gelenkige Lagerung der Gleitschuhe in dem Triebflansch und somit einer kippbeweglichen Anordnung der Gleitschuhe in dem Triebflansch können zudem Unebenheiten an der gehäuseseitigen Gleitfläche, die aus Bauteilverformungen infolge der Druckbelastung entstehen, teilweise ausgeglichen werden. Nachteilig bei derartigen Axialkolbenmaschinen in Schrägachsenbauweise ist jedoch, dass bei hohen Drehzahlen infolge der hohen radial nach Außen wirkenden Fliehkraft in Verbindung mit der gelenkigen Anbindung der Gleitschuhe im Triebflansch die Gleitschuhe von der gehäuseseitigen Gleitfläche abkippen können, so dass erhöhte Leckagen an dem hydrostatisch entlasteten Gleitlager auftreten, die den Wirkungsgrad der Axialkolbenmaschine herabsetzen. Die maximal zulässige Drehzahl ist somit aufgrund der auftretenden Leckageverluste infolge der abkippenden Gleitschuhe begrenzt.
  • Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine gattungsgemäße Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauweise mit einer hydrostatischen Entlastung der Axialkräfte durch im Triebflansch gelenkig gelagerte Gleitschuhe zur Verfügung zu stellen, die mit hohen Drehzahlen betreibbar ist und gleichzeitig einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass die Gleitschuhe jeweils derart in dem Triebflansch gelenkig gelagert sind, dass bei rotierendem Triebflansch eine Ausgleichskraft auf den Gleitschuh wirkt, die der auf den Gleitschuh wirkenden Fliehkraft entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt der Ausgleichskraft an dem Gleitschuh derart gewählt ist, dass an dem Gleitschuh kein Abkippmoment entsteht oder ein Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert wird. Bei hohen Drehzahlen der Axialkolbenmaschinen entsteht durch die Masse des Gleitschuhs eine radial nach außen gerichtete Fliehkraft, die im Schwerpunkt des Gleitschuhs wirkt. Erfindungsgemäß wird eine auf den Gleitschuh einwirkende und der Fliehkraft entgegengerichtete Ausgleichskraft erzeigt, die an dem Gleitschuh derart angreift, dass an dem Gleitschuh kein Abkippmoment entsteht oder ein Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert wird. Bei der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine kann somit mittels der Ausgleichskraft ein Abkippen des Gleitschuhs von der gehäuseseitigen Gleitfläche aufgrund der auf den Gleitschuh einwirkenden Fliehkraft verhindert werden, so dass die erfindungsgemäße Axialkolbenmaschine bei hohen Drehzahlen ohne Abkippen der Gleitschuhe betrieben werden kann, so dass auch bei hohen Drehzahlen eine Zunahme der Leckagen an dem hydrostatisch entlasteten Gleitlager zwischen den Gleitschuhen und der gehäuseseitigen Gleitfläche verhindert wird und die Axialkolbenmaschine bei hohen Drehzahlen einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
  • Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung liegt der Angriffspunkt der Ausgleichskraft in axialer Richtung auf Höhe des Schwerpunktes des Gleitschuhs. Hierdurch wird erzielt, dass sich die Fliehkraft und die Ausgleichskraft direkt gegenüberliegen, so dass an dem Gleitschuh kein Abkippmoment entsteht.
  • Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltungsform der Erfindung ist der Gleitschuh in einer Ausnehmung des Triebflansches gelenkig gelagert, wobei der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches dem Angriffspunkt der Ausgleichskraft entspricht. Die Ausgleichskraft wird somit an dem radialen Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung aufgebracht, an dem die Fliehkraft des Gleitschuhs abgestützt wird.
  • Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung liegt der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches auf einer Ebene, die senkrecht zur.Rotationsachse des Triebflansches angeordnet ist und in axialer Richtung im Bereich des Schwerpunkts des Gleitschuhs angeordnet ist. Bevorzugt geht die Ebene in axialer Richtung durch den Schwerpunkt des Gleitschuhs geht. An dem radialen Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung erfolgt die Abstützung der auf den Gleitschuh einwirkenden Fliehkraft mittels der entgegengerichteten Ausgleichskraft. Sofern der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches und somit der Angriffspunkt der Ausgleichskraft an dem Gleitschuh auf einer Ebene liegt, die senkrecht zur Rotationsachse des Triebflansches angeordnet ist und in axialer Richtung durch den Schwerpunkt des Gleitschuhs geht, wird erzielt, dass sich die Fliehkraft und die entgegengerichtete Ausgleichskraft direkt gegenüberliegen und gleiche Wirklinien aufweisen, so dass kein Hebelarm entsteht und an dem Gleitschuh aus der Fliehkraft kein Abkippmoment entsteht. Durch eine derartige Lage des von der Fliehkraft und der Ausgleichkraft gebildeten Kräftepaars zueinander wird somit auf einfache Weise erzielt, dass an dem Gleitschuh kein aus der Fliehkraft herrührendes Abkippmoment entsteht, so dass ein Abkippen des Gleitschuhs von der gehäuseseitigen Gleitfläche bei hohen Drehzahlen mit geringem Bauaufwand verhindert werden kann.
  • Gemäß einer alternativen und ebenfalls bevorzugten Ausgestaltungsform der Erfindung ist der Gleitschuh in einer Ausnehmung des Triebflansches gelenkig gelagert, wobei der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches von dem Angriffspunkt der Ausgleichskraft in axialer Richtung beabstandet ist. Durch diese Lage des Angriffspunktes der Ausgleichskraft kann ein an dem Gleitschuh aus der Fliehkraft entstehenden Abkippmoment auf einfache Weise kompensiert werden, um eine Abkippen des Gleitschuhs von der gehäuseseitigen Gleitfläche zu vermeiden.
  • Gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung steht der Gleitschuh mit einem Ausgleichskörper in Wirkverbindung, der ein aus der Fliehkraft entstehendes Abkippmoment an dem Gleitschuh teilweise oder vollständig kompensiert. Mit zusätzlichen Ausgleichskörpern, die mit den Gleitschuhen in Wirkverbindung stehen und das aus der Fliehkraft entstehende Abkippmoment an den Gleitschuhen teilweise oder vollständig kompensiert, kann ebenfalls mit geringem zusätzlichen Bauaufwand verhindert werden, dass die Gleitschuhe bei hohen Drehzahlen von der gehäuseseitigen Gleitfläche abkippen.
  • Eine zweckmäßigen Ausgestaltungsform der Erfindung sieht vor, dass der Ausgleichskörper die auf den Gleitschuh wirkende Ausgleichskraft erzeugt, die der Fliehkraft am Gleitschuh entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt der von dem Ausgleichskörper erzeugten und auf den Gleitschuh einwirkenden Ausgleichskraft im Bereich des Schwerpunktes des Gleitschuhs liegt. Bevorzugt liegt der Angriffspunkt im Schwerpunkt des Gleitschuhs. Hierdurch wird erzielt, dass die von dem Ausgleichskörper erzeugte Ausgleichkraft wie die Fliehkraft an dem Schwerpunkt des Gleitschuhs angreift, so dass die Fliehkraft und die der Fliehkraft entgegengerichtete Ausgleichskraft sich direkt gegenüberliegen und gleiche Wirklinien aufweisen, so dass die Fliehkraft und ein dadurch mögliches Abkippmoment des Gleitschuhs durch die von dem Ausgleichskörper erzeugte Ausgleichskraft bei einem einfachen Aufbau kompensiert werden kann.
  • Durch die Kompensation eines möglichen Abkippmoments kann der Gleitschuh in einer Ausnehmung des Triebflansches derart gelenkig gelagert werden, dass der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches in axialer Richtung von dem Schwerpunkt des Gleitschuhs um einen ersten Hebelarm beabstandet ist.
  • Der Ausgleichskörper ist gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltungsform der Erfindung an dem Triebflansch mittels einer Gelenkverbindung gelenkig gelagert und steht mit dem Gleitschuh in axialer Richtung im Bereich des Schwerpunktes in Wirkverbindung, wobei die Ausgleichskraft von der auf den Ausgleichskörper einwirkenden Fliehkraft erzeugt wird. Die auf den Gleitschuh einwirkende und der am Gleitschuh angreifenden Fliehkraft entgegengerichtete Ausgleichskraft wird somit von der auf den Ausgleichskörper einwirkenden Fliehkraft erzeugt. Durch eine gelenkige Lagerung der Ausgleichskörper im Triebflansch kann mit geringem Bauaufwand eine Umlenkung der Kraftrichtung erzielt werden, um aus der radial nach Außen gerichteten Fliehkraft des Ausgleichskörpers eine nach radial Innen gerichtete Ausgleichskraft zu erzeugen, die der Fliehkraft an dem Gleitschuh entgegengerichtet ist.
  • Die Umlenkung der Kraftrichtung kann mit besonders einfachem Bauaufwand erzielt werden, wenn die Gelenkverbindung des Ausgleichskörpers am Triebflansch in axialer Richtung zwischen dem Schwerpunkt des Gleitschuhs und dem Schwerpunkt des Ausgleichskörpers angeordnet ist. Aus der am Schwerpunkt des Ausgleichskörpers nach radial Außen wirkenden Fliehkraft kann durch diese Wahl der Gelenkverbindung und somit des Abstützpunktes des Ausgleichskörpers im Triebflansch auf einfache Weise am Schwerpunkt des Gleitschuhs eine nach radial Innen wirkende Ausgleichskraft erzeugt werden.
  • Die Gelenkverbindung des Ausgleichskörper mit dem Triebflansch ist hierzu von dem Schwerpunkt des Ausgleichskörpers um einen zweiten Hebelarm beabstandet. Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltungsform der Erfindung sind die Masse des Ausgleichskörpers, der erste Hebelarm und der zweite Hebelarm derart ausgelegt, dass die von dem Ausgleichskörper erzeugte Ausgleichkraft im Wesentlichen die gleiche Größe wie die auf den Gleitschuh einwirkende Fliehkraft aufweist. Durch entsprechende Auslegung kann somit das auf den Gleitschuh aus der Fliehkraft entstehende Kippmoment mittels des Ausgleichskörpers vollständig oder nahezu vollständig kompensiert werden, um ein fliehkraftbedingtes Abkippen der Gleitschuhe von der gehäuseseitigen Gleitfläche zu vermeiden.
  • Der Ausgleichskörper kann radial außerhalb der Gleitschuhe angeordnet sein und von Außen eine auf den Gleitschuh im Schwerpunkt des Gleitschuhs einwirkende Ausgleichskraft erzeugen. Hinsichtlich eines geringen Bauraumbedarfs ergeben sich Vorteile, wenn gemäß einer Ausgestaltungsform der Erfindung der Ausgleichskörper koaxial zu dem Gleitschuh und innerhalb der radialen Abmessungen des Gleitschuhs im Triebflansch angeordnet ist.
  • Für die Aufnahme des Ausgleichskörpers im Triebflansch ist gemäß einer zweckmäßigen Weiterbildung der Erfindung der Triebflansch mit einer weiteren Ausnehmung versehen, in der der Ausgleichskörper gelenkig gelagert ist, wobei die weitere Ausnehmung koaxial zu der Ausnehmung für den Gleitschuh angeordnet ist.
  • Mit besonderem Vorteil steht die weitere Ausnehmung mit dem Verdrängerraum in Wirkverbindung und ist der Ausgleichkörper mit einem Verbindungskanal versehen, mittels dem die Drucktasche des Gleitschuhs mit dem Verdrängerraum in Verbindung steht. Hierdurch kann auf einfache Weise eine Beaufschlagung der Drucktasche des Gleitschuhs mit Druckmittel des Verdrängerraums erzielt werden.
  • Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist zur gelenkigen Lagerung des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches und somit für den Kippausgleich des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches der Gleitschuh mit einem Durchmesserspiel in der Ausnehmung des Triebflansches angeordnet. Mit einem entsprechend dimensionierten Durchmesserspiel zwischen der Innenfläche der Ausnehmung und der Außenfläche des Gleitschuhs kann auf einfache Weise und mit geringem Bauaufwand eine gelenkige Lagerung des Gleitschuhs in der Ausnehmung und ein Kippausgleich des Gleitschuhs in der Ausnehmung erzielt werden.
  • Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist der Gleitschuh im Bereich des radialen Abstützpunktes mit einer Durchmesserweiterung versehen. Mit einer entsprechenden Durchmessererweiterung an dem Gleitschuh kann der radiale Abstützpunkt des Gleitschuhs in der Ausnehmung auf einfache Weise und mit geringem Bauaufwand gebildet werden und somit für die Ausgleichkraft ein definierter Angriffspunkt erzielt werden.
  • Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltungsform der Erfindung ist die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als sphärische Fläche ausgebildet, deren Mittelpunkt im Schwerpunkt des Gleitschuhs liegt. Mit der Ausführung des Bereichs der radialen Abstützung des Gleitschuhs in der Ausnehmung als sphärische Teilfläche an der Durchmessererweiterung des Gleitschuhs ergibt sich ein besonders guter Kippausgleich des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches.
  • Gemäß einer alternativen Ausgestaltungsform der Erfindung ist die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als Ringfläche ausgebildet. Mit der Ausführung des Bereichs der radialen Abstützung des Gleitschuhs in der Ausnehmung als ringförmige Teilfläche an der Durchmessererweiterung des Gleitschuhs kann mit geringem Herstellungsaufwand ein Kippausgleich des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches erzielt werden.
  • Gemäß einer alternativen Ausgestaltungsform der Erfindung ist die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als Zylinderfläche ausgebildet, wobei zwischen der Zylinderfläche und der Ausnehmung des Triebflansches ein Durchmesserspiel ausgebildet ist. Mit der Ausführung des Bereichs der radialen Abstützung des Gleitschuhs in der Ausnehmung als zylindrische Teilfläche an der Durchmessererweiterung des Gleitschuhs kann in Verbindung mit einem entsprechenden Durchmesserspiel zwischen der zylindrischen Fläche an der Durchmessererweiterung und der Innenfläche der Ausnehmung mit geringem Herstellungsaufwand ein Kippausgleich des Gleitschuhs in der Ausnehmung des Triebflansches erzielt werden
  • Mit einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist eine Federeinrichtung vorgesehen, die den Gleitschuh in Richtung der gehäuseseitigen Gleitfläche beaufschlagt. Mit einer Federeinrichtung kann auf einfache Weise eine Grundanpressung der Gleitschuhe an der gehäuseseitigen Gleitfläche erzielt werden.
  • Zweckmäßigerweise ist zwischen dem Triebflansch und dem Gleitschuh ein Druckraum ausgebildet, der mit dem Verdrängerraum verbunden ist. Hierdurch kann auf einfache Weise eine druckabhängige Anpressung der Gleitschuhe an der gehäuseseitigen Gleitfläche erzielt werden. Die ebenfalls mit dem Verdrängerraum in Verbindung stehende Drucktasche führt dazu, dass die Gleitfläche des Gleitschuhs an der gehäuseseitigen Gleitfläche teilentlastet ist, so dass an dem Gleitschuh eine zusätzliche hydrostatische Anpresskraft wirkt.
  • Besondere Vorteile ergeben sich, wenn der Gleitschuh gemäß einer zweckmäßigen Weiterbildung der Erfindung mittels einer Dichtungseinrichtung gegenüber dem Druckraum abgedichtet ist. Mit einer derartigen Dichtungseinrichtung kann eine Leckage von Druckmittel aus dem zwischen dem Triebflansch und dem Gleitschuh gebildeten Druckraum verringert werden, wodurch sich Vorteile hinsichtlich eines hohen Wirkungsgrades der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine ergeben.
  • Für die Anordnung der Dichtungseinrichtung ergibt sich ein geringer Herstellungsaufwand, wenn gemäß einer zweckmäßigen Ausführungsform der Erfindung der Gleitschuh mit einer nutförmigen Ausnehmung versehen ist, in der die Dichtungseinrichtung, insbesondere ein Dichtring, angeordnet ist.
  • Bei einer Ausführung der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine mit Ausgleichskörpern an den Gleitschuhen kann eine Verbindung des den Gleitschuh anpressenden Druckraums mit dem Verdrängerraum mit geringem Bauaufwand erzielt werden, wenn im Bereich der Gelenkverbindung des Ausgleichskörper zumindest eine Ausnehmung ausgebildet ist, mittels der der Druckraum mit dem Verdrängerraum verbindbar ist.
  • Bei der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine kann der Triebflansch und die Triebwelle von getrennten Bauteilen gebildet werden, die kraftschlüssig oder formschlüssig miteinander verbunden sind. Hierdurch können sich Vorteile bei der Herstellung dieser beiden Bauteile ergeben. Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltungsform ist bei der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine der Triebflansch einteilig an der Triebwelle ausgebildet, so dass die erfindungsgemäße Axialkolbenmaschine für hohe Drehzahlen geeignet ist und ein hohes Drehmoment übertragen kann.
  • Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung werden anhand der in den schematischen Figuren dargestellten Ausführungsbeispiele näher erläutert. Hierbei zeigt
    • Figur 1
    eine erfindungsgemäße Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauweise in einem Längsschnitt,
    Figur 2
    eine zweite Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauweise in einem Längsschnitt,
    Figur 3
    einen Ausschnitt der Figuren 1 und 2 in einer vergrößerten Darstellung,
    Figur 4
    einen Ausschnitt der Figuren 1 bis 3 in einer vergrößerten Darstellung,
    Figur 5
    einen Ausschnitt der Figur 4 in einer vergrößerten Darstellung,
    Figur 6
    eine weitere Ausführungsform der Erfindung in einer Darstellung gemäß der Figur 5,
    Figur 7
    eine weitere Ausführungsform der Erfindung in einer Darstellung gemäß der Figur 5 und
    Figur 8
    eine weitere Ausführungsform der Erfindung.
  • Die erfindungsgemäße als Schrägachsenmaschine ausgebildete hydrostatische Axialkolbenmaschine 1 gemäß den Figuren 1 und 2 weist ein Gehäuse 2 auf, das aus einem Gehäusetopf 2a und einem Gehäusedeckel 2b besteht, der an dem Gehäusetopf 2a befestigt ist. In dem Gehäuse 2 ist eine mit einem Triebflansch 3 versehene Triebwelle 4 mittels Lagereinrichtungen 5a, 5b um eine Rotationsachse Rt drehbar gelagert. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Triebflansch 3 einstückig an der Triebwelle 4 angeformt, so dass die Triebwelle 4 und der Triebflansch 3 einteilig ausgeführt sind.
  • Axial benachbart zu dem Triebflansch 3 ist eine Zylindertrommel 7 in dem Gehäuse 2 angeordnet, die um eine Rotationsachse Rz drehbar angeordnet und mit mehreren Kolbenausnehmungen 8 versehen ist, die im dargestellten Ausführungsbeispiel konzentrisch zu der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 angeordnet sind. In jeder Kolbenausnehmung 8 ist ein Kolben 10 längsverschiebbar angeordnet.
  • Die Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 schneidet die Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 im Schnittpunkt S.
  • Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Zylindertrommel 7 mit einer zentralen, konzentrisch zur Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 angeordneten Längsausnehmung 11 versehen, durch die sich die Triebwelle 4 hindurcherstreckt. Die durch die Axialkolbenmaschine 1 hindurchgeführte Triebwelle 4 ist mittels der Lageeinrichtungen 5a, 5b beidseitig der Zylindertrommel 7 gelagert. Hierzu ist die Triebwelle 4 mit der triebflanschseitigen Lagereinrichtung 5a in dem Gehäusetopf 2a und mit der zylindertrommelseitigen Lagereinrichtung 5b in dem Gehäusedeckel 2b gelagert.
  • Die Triebwelle 4 ist an dem triebflanschseitigen Ende mit einem Drehmomentübertragungsmittel 12, beispielsweise einer Keilverzahnung, zum Einleiten eines Antriebsdrehmoments bzw. zum Abgriff eines Abtriebsdrehmoments ausgeführt. Das gegenüberliegende, zylindertrommelseitige Ende der durch die Axialkolbenmaschine 1 hindurchgeführten Triebwelle 4 endet im Bereich des Gehäusedeckels 2b. In dem Gehäusedeckel 2b ist zur Aufnahme der Triebwelle 4 und der Lagereinrichtung 5b eine konzentrisch zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 angeordnete Bohrung 14 ausgebildet, die im dargestellten Ausführungsbeispiel als Durchgangsbohrung ausgebildet ist.
  • Die Zylindertrommel 7 liegt zur Steuerung der Zu- und Abfuhr von Druckmittel in den von den Kolbenausnehmungen 8 und den Kolben 10 gebildeten Verdrängerräumen V an einer Steuerfläche 15 an, die mit nicht mehr dargestellten nierenförmigen Steuerausnehmungen versehen ist, die einen Einlassanschluss 16 und einen Auslassanschluss der Axialkolbenmaschine 1 bilden. Zur Verbindung der von den Kolbenausnehmungen 8 und den Kolben 10 gebildeten Verdrängerräumen V mit den Steuerausnehmungen ist die Zylindertrommel 7 an jeder Kolbenausnehmung 8 mit einer Steueröffnung 18 versehen.
  • Die Axialkolbenmaschine 1 der Figuren 1 und 2 ist als Konstantmaschine mit einem konstanten Verdrängervolumen ausgeführt. Bei der Konstantmaschine ist der Neigungswinkel α und somit der Schwenkwinkel der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 bezüglich der Rotationsachse Rt des Triebflansches 3 bzw. der Triebwelle 4 fest und konstant. Der Steuerfläche 15, an der die Zylindertrommel 17 anliegt, ist hierbei an dem Gehäuse 2 ausgebildet, im darstellten Ausführungsbeispiel an dem Gehäusedeckel 2b oder einer drehfest im Gehäuse 2 angeordneten Steuerscheibe.
  • Die Kolben 10 sind jeweils an dem Triebflansch 3 gelenkig befestigt. Hierzu ist zwischen dem jeweiligen Kolben 10 und dem Triebflansch 3 jeweils eine als sphärisches Gelenk ausgebildete Gelenkverbindung 20 ausgebildet. Die Gelenkverbindung 20 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel als Kugelgelenk ausgebildet, das von einem Kugelkopf 10a des Kolbens 10 und einer Kugelkalotte 3a in dem Triebflansch 3 gebildet ist, in der der Kolben 10 mit dem Kugelkopf 10a befestigt ist.
  • Die Kolben 10 weisen jeweils einen Bundabschnitt 10b auf, mit dem der Kolben 10 in der Kolbenausnehmung 8 angeordnet ist. Eine Kolbenstange 10c des Kolbens 10 verbindet den Bundabschnitt 10b mit dem Kugelkopf 10b.
  • Um eine Ausgleichsbewegung der Kolben 10 bei einer Rotation der Zylindertrommel 7 zu ermöglichen, ist der Bundabschnitt 10b des Kolbens 10 mit Spiel in der Kolbenausnehmung 8 angeordnet. Der Bundabschnitt 10b des Kolbens 10 kann hierzu sphärisch ausgeführt sein. Zur Abdichtung der Kolben 10 gegenüber den Kolbenausnehmungen 8 ist an dem Bundabschnitt 10b des Kolbens 10 ein Dichtungsmittel 21, beispielsweise ein Kolbenring, angeordnet.
  • Zur Lagerung und Zentrierung der Zylindertrommel 7 ist zwischen der Zylindertrommel 7 und der Triebwelle 4 eine kugelförmige Führung 25 ausgebildet. Die kugelförmige Führung 25 ist von einem kugelförmigen Abschnitt 26 der Triebwelle 4 gebildet, auf dem die Zylindertrommel 7 mit einem im Bereich der zentralen Längsausnehmung 11 angeordneten hohlkugelförmigen Abschnitt 27 angeordnet ist. Der Mittelpunkt der Abschnitte 26, 27 liegt auf dem Schnittpunkt S der Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7.
  • Um im Betrieb der Axialkolbenmaschine 1 eine Mitnahme der Zylindertrommel 7 zu erzielen, ist eine Mitnahmeeinrichtung vorgesehen, die die Triebwelle 4 und die Zylindertrommel 7 in Drehrichtung koppelt. In der Figur 1 ist die Mitnahmeeinrichtung nicht näher dargestellt.
  • In der Figur 2, wobei gleiche Bauteile mit gleichen Bezugsziffern versehen sind, ist als Mitnahmeeinrichtung zwischen der Triebwelle 4 und der Zylindertrommel 7 ein Mitnahmegelenk 30 angeordnet, das im dargestellten Ausführungsbeispiel als Gleichlaufgelenk in Kegelstrahlbauwese ausgebildet ist und das eine drehsynchrone Mitnahme der Zylindertrommel 7 mit der Triebwelle 4 ermöglicht, so dass sich eine gleichmäßige, synchrone Drehung der Zylindertrommel 7 mit der Triebwelle 4 ergibt.
  • Das als Gleichlaufgelenk ausgebildete Mitnahmegelenk 30 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel als Kegelstrahl-Halbwalzengelenk 31 ausgebildet.
  • Das Kegelstrahl-Halbwalzengelenk 31 wird von mehreren Walzenpaaren 50, 51 gebildet, die zwischen der Triebwelle 4 und einem mit der Zylindertrommel 7 drehfest verbundenen hülsenförmigen Mitnehmerelement 40 angeordnet sind. Die Triebwelle 4 erstreckt sich hierbei ebenfalls durch das Mitnahmegelenk 30.
  • Jedes der mehreren Walzenpaare 50, 51 des Kegelstrahl-Halbwalzengelenks 31 besteht aus jeweils zwei und somit einem Paar halbzylindrischer Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b. Die halbzylindrischen Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b sind jeweils von einem im Wesentlichen bis zu einer Rotationsachse RRt, RRz abgeflachten zylindrischen Körper gebildet. An den abgeflachten Seiten bilden die jeweils paarweise angeordneten Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b ebene Gleitflächen GF, an denen die beiden Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b eines Walzenpaares 50, 51, unter Ausbildung einer Flächenberührung aneinanderliegen.
  • Die Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b sind in radialer Richtung innerhalb des Teilkreises der Kolben 10 und beabstandet von den Rotationsachsen Rt, Rz angeordnet. Das Mitnahmegelenk 30 kann daher bauraumsparend innerhalb des Teilkreises der Kolben 10 angeordnet werden und die Triebwelle 4 radial innerhalb der Halbwalzen des Kegelstrahl-Halbwalzengelenks 31 durchgeführt werden.
  • Jedes Walzenpaar 50, 51 weist eine zu der Zylindertrommel 7 gehörige zylindertrommelseitige Halbwalze 50a, 51 a und eine zu der Triebwelle 4 gehörige triebwellenseitige Halbwalze 50b, 51 b auf, die an den ebenen Gleitflächen GF aneinanderliegen und miteinander in Kontakt stehen.
  • Die zylindertrommelseitige Halbwalze 50a, 51 a des entsprechenden Walzenpaares 50, 51 sind jeweils in einer zylindrischen, insbesondere teilzylindrischen, zylindertrommelseitigen Aufnahme 55a und die triebwellenseitige Halbwalze 50b, 51 b eines Walzenpaares 50, 51 in einer zylindrischen, insbesondere teilzylindrischen, triebwellenseitigen Aufnahme 55b aufgenommen und in der jeweiligen zylindrischen Aufnahme 55a, 55b in Längsrichtung der entsprechenden Rotationsachse gesichert.
  • Hierzu ist jede Halbwalzen 50a, 51 a, 50b, 51 b im zylindrischen Abschnitt mit einem Bund 60 versehen sind, der in eine Nut 61 der entsprechenden Aufnahme 55a, 55b eingreift.
  • In der Figur 2 ist hierbei von dem Walzenpaar 50 mit dicken Linien die triebwellenseitige Halbwalze 50b und mit dünnen Linien die auf der Halbwalze 50b aufliegende zylindertrommelseitige Halbwalze 50a dargestellt. Von dem Walzenpaar 51 ist mit dicken Linien die zylindertrommelseitige Halbwalze 51 a und mit dünnen Linien die auf der Halbwalze 51 a aufliegende triebwellenseitige Halbwalze 51 b dargestellt. Von den Halbwalzen 50b und 51 a sind die in der Schnittebene der Figur 2 liegenden abgeflachten, ebenen Gleitflächen GF dargestellt.
  • Bei dem Kegelstrahl-Halbwalzengelenk 31 sind - wie in der Figur 2 verdeutlicht sind - die Rotationsachsen RRt der triebwellenseitigen Halbwalzen 50b, 51 b, 52b, 53b zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 um einen Neigungswinkel γ geneigt. Die Rotationsachsen RRt der triebwellenseitigen Halbwalze 50b, 51 b schneiden die Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 im Schnittpunkt St. Die einzelnen Rotationsachsen RRt der mehreren triebwellenseitigen Halbwalzen 50b, 51b bilden somit einen Kegelstrahl um die Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 mit der Spitze im Schnittpunkt St.
  • Entsprechend sind die Rotationsachsen RRz der zylindertrommelseitigen Halbwalzen 50a, 51 a zur Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 um einen Neigungswinkel γ geneigt. Die Rotationsachsen RRz der zylindertrommelseitigen Halbwalzen 50a, 51 a, schneiden die Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 im Schnittpunkt Sz. Die einzelnen Rotationsachsen RRz der mehreren zylindertrommelseitigen Halbwalzen 50a, 51 a bilden somit einen Kegelstrahl um die Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 mit der Spitze im Schnittpunkt Sz.
  • Die Neigungswinkel γ der Rotationsachsen RRz der zylindertrommelseitigen Halbwalzen 50a, 51 a zur Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 und der Rotationsachsen RRt der triebwellenseitigen Halbwalzen 50b, 51 b zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 sind betragsmäßig identisch. Die Neigungswinkel γ der Rotationsachsen RRz, RRt der Halbwalzen der miteinander zu koppelnden Triebwelle 4 und Zylindertrommel 7 sind somit gleich. Hierdurch wird erzielt, dass sich an den entsprechenden Walzenpaaren 51 jeweils paarweise die zu der Triebwelle 4 gehörigen Rotationsachsen RRt und die zur Zylindertrommel 7 gehörigen Rotationsachsen RRz der ein Walzenpaar bildenden beiden Halbwalzen in einer Ebene E schneiden, die der Winkelhalbierenden zwischen der Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 entspricht. Die in der Ebene E liegenden Schnittpunkte SP, in denen sich paarweise die jeweilige zu der Triebwelle 4 gehörige Rotationsachsen RRt mit der zur Zylindertrommel 7 gehörigen Rotationsachse RRz der ein Walzenpaar bildenden zwei Halbwalzen schneiden, sind in der Figur 2 verdeutlicht. Die Ebene E ist somit mit dem halben Neigungswinkel bzw. Schwenkwinkel α/2 bezüglich einer senkrecht zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 stehenden Ebene E1 und einer senkrecht zur Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 stehenden Ebene E2 geneigt. Die Ebene E geht durch den Schnittpunkt S der Rotationsachsen Rt, Rz.
  • Die Halbwalzen 50a, 50b, 51a, 51b des jeweiligen Walzenpaares 50, 51 sind im Bereich der Schnittpunkte SP der Rotationsachsen RRt, RRz angeordnet, wodurch an den Schnittpunkte SP der beiden Halbwalzen des jeweiligen Walzenpaares 50, 51 die Kraftübertragung zwischen den ebenen Gleitflächen GF zur Mitnahme der Zylindertrommel 7 stattfindet.
  • Durch die Lage der Schnittpunkte SP der beiden Halbwalzen der jeweiligen Walzenpaare 50, 51 auf der winkelhalbierenden Ebene E ergibt sich, dass die senkrechten, radialen Abstände der Schnittpunkte SP zu der Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und zu der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 betragsmäßig gleich groß sind. Durch die gleich großen, von den radialen Abstände gebildeten Hebelarme der Schnittpunkte SP entstehen gleiche Winkelgeschwindigkeiten der Triebwelle 4 und der Zylindertrommel 7, wodurch das Kegelstrahl-Halbwalzengelenk 31 ein Gleichlaufgelenk bildet, das eine exakte drehsynchrone und gleichmäßige Mitnahme und Drehung der Zylindertrommel 7 ermöglicht.
  • Bei den erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschinen 1 in Schrägachsenbauweise gemäß den Figuren 1 und 2 ist zur axialen Lagerung des Triebflansches 3 an einer gehäuseseitigen Gleitfläche 101 des Gehäuse 2 ein Axiallager 100 vorgesehen, das als hydrostatisch entlastetes Gleitlager 102 ausgebildet ist. Das hydrostatisch entlastete Gleitlager 102 umfasst mehrere Gleitschuhe 105, die jeweils im Triebflansch 3 längsverschiebbar und gelenkig gelagert sind und an einer an der Gleitfläche 101 zugewandten Stirnseite jeweils mit einer Drucktasche 106 versehen sind, die zur Versorgung mit Druckmittel mit einem zugeordneten Verdrängerraum V der Axialkolbenmaschine 1 in Verbindung stehen. Bevorzugt ist jedem Kolben 10 ein Gleitschuh 105 zugeordnet.
  • Die Drucktaschen 106 in den Gleitschuhen 105 stehen jeweils über einen Verbindungskanal 107 in dem Triebflansch 3 und einem Verbindungskanal 108 in dem Kolben 10 mit dem jeweiligen Verdrängerraum V in Verbindung stehen, der von der Kolbenausnehmung 8 und dem darin angeordneten Kolben 10 gebildet ist. Die gehäuseseitige Gleitfläche 101 kann direkt im Gehäuse 2 ausgebildet werden oderwie im dargestellten Ausführungsbeispiel - an einer kreisförmigen Laufscheibe 109, die am Gehäuse 2 drehfest befestigt ist.
  • Das als hydrostatisch entlastetes Gleitlager 102 ausgebildete Axiallager 100 dient dazu, die im Betrieb der Axialkolbenmaschine 1 auftretenden Axialkräfte an dem Triebflansch 3 hydrostatisch zu entlasten. Wie in Figur 3 verdeutlich ist, wird die an den druckbeaufschlagten Kolben 10 anstehende Kolbenkraft FK, die in Längsrichtung der Kolben 10 wirkt, an dem Mittelpunkt M der Gelenkverbindung 20 in eine parallel zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und des Triebflansches 103 angeordnete Axialkraft FA und eine senkrecht dazu stehende Querkraft FQ zerlegt, die das Drehmoment erzeugt. Die Axialkraft FA und somit die axiale Kraftkomponente der Kolbenkraft FK wird durch eine mittels der Gleitschuhe 105 erzeugte hydrostatische Entlastungskraft FE entlastet. Durch diese hydrostatische Entlastung der Axialkraft FA können die Lagereinrichtungen 5a, 5b der Triebwelle 4 kleiner dimensioniert werden, so dass sich geringe Massenkräfte in den Lagereinrichtungen 5a, 5b ergeben und sich kompakte Abmessungen der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine 1 erzielen lassen.
  • Die Gleitschuhe 105 sind jeweils mittels einer Federeinrichtung 110, beispielsweise einer Druckfeder, in Richtung der gehäuseseitigen Gleitfläche 101 beaufschlagt und somit an die gehäuseseitige Gleitfläche 101 angepresst.
  • Die Gleitschuhe 105 sind jeweils in einer Ausnehmung 111 des Triebflansches 103 längsverschiebbar und gelenkig angeordnet. Die Ausnehmungen 111 sind im dargestellten Ausführungsbeispiel jeweils von einer zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und des Triebflansches 103 konzentrisch angeordneten Aufnahmebohrung gebildet. Zwischen dem Triebflansch 3 und dem Gleitschuh 105 ist jeweils ein Druckraum D ausgebildet ist, der über die Verbindungskanäle 107 und 108 mit dem Verdrängerraum V verbunden ist. In den Gleitschuhen 105 ist jeweils ein Verbindungskanal 112 angeordnet, der die Drucktasche 106 mit dem Druckraum D und somit mit dem zugeordneten Verdrängerraum V verbindet. Der Druckraum D und die Drucktasche 106 sind derart ausgelegt, das eine zusätzliche hydrostatische Anpresskraft wirkt, die die Gleitschuhe 105 an die Gleitfläche 101 anpresst.
  • Der Gleitschuh 105 ist jeweils mittels einer Dichtungseinrichtung 115 gegenüber dem Druckraum D abgedichtet. Der Gleitschuh 105 ist hierzu mit einer nutförmigen Ausnehmung 116 versehen, in der die Dichtungseinrichtung 115, beispielsweise ein Dichtring, angeordnet ist.
  • Bei hohen Drehzahlen der Axialkolbenmaschine 1 entsteht - wie in der Figur 4 verdeutlicht ist - durch die Masse m der Gleitschuhe 105 eine radial nach Außen gerichtete Fliehkraft FF, die am Schwerpunkt SP der Gleitschuhe 105 angreift.
  • Eine Abstützung der Fliehkraft FF erfolgt mit einer der Fliehkraft FF entgegengerichteten und nach radial Innen gerichteten Ausgleichskraft FFR am Triebflansch 3, die im Ausführungsbeispiel der Figuren 1 bis 4 im Bereich der Ausnehmung 111 liegt.
  • Um ein Abkippen der Gleitschuhe 105 von der gehäuseseitigen Gleitfläche 101 infolge eines aus der Fliehkraft FF erzeugten Abkippmomentes zu verhindern, sind bei der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine 1 die Gleitschuhe 105 jeweils derart in dem Triebflansch 103 gelenkig gelagert, dass der Angriffspunkt AP der Ausgleichskraft FFR an dem Gleitschuh 105 derart angeordnet ist, dass an dem Gleitschuh 105 kein Abkippmoment entsteht. Die Lage des Kräftepaars, das von der Fliehkraft FF und der entgegengerichteten Ausgleichskraft FFR gebildet ist, zueinander wird somit erfindungsgemäß derart gewählt, dass an dem Gleitschuh 105 kein fliehkraftbedingtes Abkippmoment entsteht.
  • Hierzu ist der radiale Abstützpunkt A des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 des Triebflansches 3, an dem die Ausgleichskraft FFR angreift, auf einer Ebene EE angeordnet, die senkrecht zur Rotationsachse Rt des Triebflansches 3 gerichtet ist und in axialer Richtung im Bereich des Schwerpunkts SP des Gleitschuhs 105 angeordnet ist. Der radiale Abstützpunkt A bildet somit den Angriffspunkt AP der Ausgleichskraft FFR. Dadurch weisen die Fliehkraft FF und der entgegengerichteten Ausgleichskraft FFR fluchtende Wirklinien auf.
  • Das aus der Fliehkraft FF und der entgegengerichteten Ausgleichskraft FFR gebildete Kräftepaar liegt sich somit unmittelbar und direkt gegenüber, so dass die Fliehkraft FF und die entgegengerichtete Ausgleichskraft FFR keine Hebelarme zu dem Abstützpunkt A des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 aufweisen und somit an den Gleitschuhen 105 kein fliehkraftbedingtes Abkippmoment entsteht.
  • Um die gelenkige Lagerung des in der Ausnehmung 111 des Triebflansches 103 längsverschiebbaren Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 zu erzielen, ist der Gleitschuh 105 - wie in der Figur 5 verdeutlicht ist - mit einem Durchmesserspiel DS1 in der Ausnehmung 111 des Triebflansches 103 angeordnet und in dem Bereich, in dem der Abstützpunkt A angeordnet ist, mit einer Durchmesserweiterung versehen.
  • In den Figuren 5 bis 7 ist derjenige Bereich der Figuren 1 bis 4, in dem der Abstützpunkt A und somit die Ebene EE angeordnet ist, in einer vergrößerten Darstellung dargestellt. In dem Ausführungsbeispiel der Figuren 1 bis 5 ist die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung an dem Gleitschuh 105, die innerhalb der Ausnehmung 111 angeordnet ist, als sphärische Fläche SF ausgebildet, deren Mittelpunkt MP im Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 liegt. Mit der sphärischen Teilfläche SF wird eine gelenkige Lagerung des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 erzielt, die weiterhin einen guten Kippausgleich des Gleitschuhs 105 gewährleistet.
  • In den Figuren 6 und 7 sind alternative Ausgestaltungen dargestellt, die bei der erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine 1 eingesetzt werden können.
  • Gemäß der Figur 6 ist die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung des Gleitschuhs 105 im Bereich der Ebene EE und somit im Bereich des Abstützpunktes A als Zylinderfläche ZF ausgebildet ist, deren Mantelfläche konzentrisch zur Längsachse des Gleitschuhs 105 ist. Um einen Kippausgleich des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 zu ermöglichen, ist zwischen der Zylinderfläche ZF und der Ausnehmung 111 des Triebflansches 3 ein Durchmesserspiel DS2 ausgebildet. Das Durchmesserspiel DS2 ist geringer als das Durchmesserspiel DS1 an den übrigen Bereichen des Gleitschuhs 105.
  • Gemäß der Figur 7 die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als des Gleitschuhs 105 im Bereich der Ebene EE und somit im Bereich des Abstützpunktes A als Ringfläche RF ausgebildet. Die als ringförmige Teilfläche ausgebildete Ringfläche RF weist einen Radius R auf, dessen Fußpunkt auf der Ebene EE angeordnet ist und von dem Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 radial beabstandet ist.
  • In der Figur 8 ist eine weitere Ausführung einer erfindungsgemäßen Axialkolbenmaschine 1 in Schrägachsenbauweise dargestellt, wobei gleiche Bauteile mit gleichen Bezugsziffern versehen sind.
  • In dem Ausführungsbeispiel der Figur 8 sind die Gleitschuhe 105 jeweils derart in dem Triebflansch 103 längsverschiebbar und gelenkig gelagert, dass bei rotierendem Triebflansch 103 eine Ausgleichskraft FFR auf den Gleitschuh 105 wirkt, die der auf den Gleitschuh 103 wirkenden Fliehkraft FF entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt AP der Ausgleichskraft FFR an dem Gleitschuh 105 derart gewählt ist, dass an dem Gleitschuh 105 ein fliehkraftbedingtes Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert wird.
  • Der Gleitschuh 105 steht hierzu jeweils mit einem zusätzlichen Ausgleichskörper 200 in Wirkverbindung, der ein aus der Fliehkraft FF entstehendes Abkippmoment an dem Gleitschuh 105 teilweise oder vollständig kompensiert.
  • Der Ausgleichskörper 200 erzeugt die auf den Gleitschuh 105 wirkende Ausgleichskraft FFR, die der Fliehkraft FF am Gleitschuh 105 entgegengerichtet ist. Der Angriffspunkt AP der von dem Ausgleichskörper 200 erzeugten und auf den Gleitschuh 105 einwirkenden Ausgleichskraft FFR liegt im Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105.
  • Der radiale Abstützpunkt A des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 des Triebflansches 3 ist in axialer Richtung von dem Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 um einen ersten Hebelarm c beabstandet.
  • Der Ausgleichskörper 200 ist an dem Triebflansch 103 mittels einer Gelenkverbindung 210 gelenkig gelagert und steht mit dem Gleitschuh 105 im Schwerpunkt SP in Wirkverbindung. Die Ausgleichskraft FFR wird von der auf den Ausgleichskörper 200 einwirkenden Fliehkraft FF2 erzeugt.
  • Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Ausgleichskörper 200 koaxial zu dem Gleitschuh 105 und innerhalb der radialen Abmessungen des Gleitschuhs 105 im Triebflansch 3 längsverschiebbar und gelenkig angeordnet.
  • Der Triebflansch 3 ist hierzu mit einer weiteren Ausnehmung 211 versehen, in der der Ausgleichskörper 200 längsverschiebbar und gelenkig gelagert ist. Die weitere Ausnehmung 211 ist koaxial zu der Ausnehmung 111 für den Gleitschuh 105 angeordnet und weist gegenüber der Ausnehmung 111 einen verringerten Durchmesser auf.
  • Die weitere Ausnehmung 211 steht über den Verbindungskanal 107 im Triebflansch 3 und dem Verbindungskanal 108 im Kolben 10 mit dem Verdrängerraum V in Wirkverbindung. Der Ausgleichskörper 200 ist mit einem Verbindungskanal 212 versehen ist, mittels dem die Drucktasche 106 des Gleitschuhs 105 mit dem Verdrängerraum V in Verbindung steht.
  • Die Verbindung des Ausgleichskörpers 200 mit dem Gleitschuh 105 erfolgt im dargestellten Ausführungsbeispiel durch eine Kugelgelenk 220, dessen Mittelpunkt MMP im Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 angeordnet ist. Das Kugelgelenk 220 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel von einem Kugelkopf an einem zapfenförmigen Abschnitt des Ausgleichskörpers 200 und einer kugelkalottenförmigen Ausnehmung im Gleitschuh 105 gebildet.
  • Zur gelenkigen Anordnung des in der Ausnehmung 211 längsverschiebbar angeordneten Ausgleichskörpers 200 in der Ausnehmung 211 ist der Ausgleichskörper mit einem Durchmesserspiel DS3 in der Ausnehmung 211 angeordnet und die Gelenkverbindung 210 von einer Durchmessererweiterung des Ausgleichskörpers 200 gebildet. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die radiale Außenfläche des Ausgleichskörpers 200 im Bereich der Durchmessererweiterung als Ringfläche analog zu der Figur 7 ausgebildet. Es versteht sich, dass die die radiale Außenfläche des Ausgleichskörpers 200 im Bereich der Durchmessererweiterung alternativ analog zu den Figuren 5 und 6 ausgeführt werden kann. Die Gelenkverbindung 210 bildet einen radialen Abstützpunkt B, mit dem der Ausgleichskörper 200 in der Ausnehmung 211 abgestützt ist. Die Gelenkverbindung 210 und somit der Abstützpunkt B des Ausgleichskörpers 200 am Triebflansch 3 ist in axialer Richtung zwischen dem Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 und dem Schwerpunkt SK des Ausgleichskörpers 200 angeordnet. Der Schwerpunkt SK des Ausgleichskörpers 200 ist von der Gelenkverbindung 210 und somit von dem Abstützpunkt B um den Hebelarm a beabstandet.
  • In dem Ausführungsbeispiel der Figur 8 ist die Federeinrichtung 110 in der Ausnehmung 211 angeordnet und beaufschlagt den Ausgleichskörper 200, der mit dem Gleitschuh 105 in Wirkverbindung steht. Alternativ kann die Federeinrichtung 110 in der Ausnehmung 111 angeordnet werden und direkt den Gleitschuh 105 beaufschlagen.
  • Der den Gleitschuh 105 beaufschlagende Druckraum D ist zwischen dem Gleitschuh 105, der Ausnehmung 111 und dem Ausgleichskörper 200 angeordnet. Um den Druckraum D mit dem Verdrängerraum V zu verbinden, ist im Bereich der Gelenkverbindung 210 des Ausgleichskörper 200 zumindest eine Ausnehmung 215 ausgebildet. Der Druckraum D steht somit über die Ausnehmung 215, und das Durchmesserspiel DS3 des Ausgleichskörpers 200 mit der Verbindungskanal 107 in Verbindung.
  • Um die gelenkige Lagerung des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 und somit die Kippeinstellbarkeit des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 zu erzielen, ist der Gleitschuh 105 der Figur 8 analog zu der Figur 7 mit einer zylindrischen Außenfläche versehen, wobei die Kippeinstellbarkeit durch ein entsprechendes Durchmesserspiel erzielt wird. Zwischen der zylindrischen Außenfläche des Gleitschuhs 105 und der Ausnehmung ist eine relativ kurze Führungslänge ausgebildet, so dass in Verbindung mit einem entsprechend dimensionierten Durchmesserspiel die erforderliche Kippeinstellbarkeit des Gleitschuhs 105 ermöglicht wird. Alternativ kann die gelenkige Lagerung der Gleitschuhe 105 in der Ausnehmung 111 des Triebflansches analog zu den Figuren 5 und 6 erfolgen.
  • Bei der Figur 8 würde sich ohne Kompensationsmaßnahmen die Fliehkraft FF an dem Abstützpunkt A abstützen und mit dem Hebelarm c zwischen dem Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105, an dem die Fliehkraft FF angreift, und dem Abstützpunkt A des Gleitschuhs 105 in der Ausnehmung 111 ein fliehkraftbedingtes Abkippmoment des Gleitschuhs 105 entstehen, welches ein Abkippen des Gleitschuhs 105 von der gehäuseseitigen Gleitfläche 101 bewirken würde. Mit den zusätzlichen Ausgleichskörpern 200 wird dieses fliehkraftbedingte Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert. Der zusätzliche Ausgleichskörper 200 bringt im Schwerpunkt SP des Gleitschuhs 105 die der Fliehkraft FF entgegengerichtete Ausgleichskraft FFR auf.
  • Die Ausgleichskraft FFR entsteht durch die radial nach Außen gerichteten Fliehkraft FF2 des Ausgleichskörpers 200, die aus der Masse m2 des Ausgleichskörpers 200 entsteht und am Schwerpunkt SK des Ausgleichsköpers 200 angreift, in Verbindung mit der durch die Wahl des Abstützpunktes B erzielten Umlenkung der Kraftrichtung nach radial Innen.
  • Bei dem Ausführungsbeispiel der Figur 8 sind die Masse m2 des Ausgleichskörpers 200, der erste Hebelarm c und der zweite Hebelarm a derart ausgelegt, dass die von dem Ausgleichskörper 200 erzeugte Ausgleichskraft FFR im Wesentlichen die gleiche Größe wie die auf den Gleitschuh 105 einwirkende Fliehkraft FF aufweist. Dadurch kann mittels der zusätzlichen Ausgleichskörper 200 das Abkippmoment der Gleitschuhe 105 kompensiert werden und ein Abkippen der Gleitschuhe 105 von der gehäuseseitigen Gleitfläche 101 bei hohen Drehzahlen verhindert werden.
  • Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten Ausführungsbeispiele beschränkt.
  • In den Figuren 1 bis 7 wird durch die Lage des Abstützpunktes A in der durch den Schwerpunkt SP gehenden Ebene EE erzielt, dass an dem Gleitschuh 105 kein Abkippmoment entsteht. Es versteht sich, dass die Ebene EE, in der der Abstützpunkt A angeordnet ist, in axialer Richtung von dem Schwerpunkt SP geringfügig beabstandet sein kann, so dass nur eine teilweise Kompensation des Abkippmoments erfolgt. Durch diese Lage der Ebene EE entsteht zwischen dem aus der Fliehkraft FF und der Ausgleichskraft FFR gebildeten Kräftepaar ein geringer Hebelarm in axialer Richtung, der bei entsprechender Bemessung der anpressenden Kraft der Feder 110 und der hydrostatischen Entlastung toleriert werden kann.
  • Die Wahl der hydrostatischen Entlastung durch die Gleitschuhe 105 kann derart gewählt werden, dass die hydrostatische Entlastungkraft FE der Axialkraft FA entspricht, so dass die Axialkraft FA exakt kompensiert wird. Diese Auslegung ist bei einer als Konstantmaschine mit einem konstanten Verdrängervolumen ausgeführten Axialkolbenmaschine realisierbar.
  • Alternativ kann die hydrostatische Entlastungkraft FE im Betrag kleiner als die Axialkraft FA bemessen werden, so dass der verbleidende Differenzbetrag der Axialkraft aus diesen beiden Kräften von der triebflanschseitigen Lagereinrichtung 5a aufgenommen wird.
  • Alternativ kann die hydrostatische Entlastungkraft FE im Betrag größer als die Axialkraft FA bemessen werden, so dass der verbleidende Differenzbetrag der Axialkraft aus diesen beiden Kräften von der zylindertrommelseitigen Lagereinrichtung 5b aufgenommen wird.
  • Die erfindungsgemäße Axialkolbenmaschine 1 kann anstelle als Konstantmaschine alternativ als Verstellmaschine mit einem veränderbaren Verdrängervolumen ausgeführt werden. Bei einer Verstellmaschine ist der Neigungswinkel α und somit der Schwenkwinkel der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 bezüglich der Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 zur Veränderung des Verdrängervolumens verstellbar. Die Steuerfläche 15, an der die Zylindertrommel 7 anliegt, ist hierzu an einem Wiegenkörper ausgebildet, der im Gehäuse 2 um eine Schwenkachse verschwenkbar angeordnet ist, die im Schnittpunkt S der Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 und der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 liegt und senkrecht zu den Rotationsachsen Rt und Rz angeordnet ist. Je nach Stellung des Wiegenkörpers ändert sich der Neigungswinkel und somit der Schwenkwinkel α der Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4. Die Zylindertrommel 7 kann in eine Nullstellung verschwenkt werden, in der die Rotationsachse Rz der Zylindertrommel 7 koaxial zur Rotationsachse Rt der Triebwelle 4 ist. Ausgehend von dieser Nullstellung kann die Zylindertrommel 7 zu einer oder zu beiden Seiten verschwenkt werden, so dass die Axialkolbenmaschine der Figur 5 als einseitig verschwenkbare oder als zweiseitig verschwenkbare Verstellmaschine ausgeführt werden kann.
  • Bei einer Verstellmaschine, bei der eine Verstellung des Verdrängervolumens durch Veränderung des Schwenkwinkels α erfolgt, ändert sich durch die Kraftzerlegung in der Gelenkverbindung 20 die Axialkraft FA. Bei einer Verringerung des Verdrängervolumens durch Verringerung des Schwenkwinkels α, erhöht sich die Axialkraft FA. Die oben genannten drei Fälle für die Auslegung der hydrostatischen Entlastungskraft FE können somit je nach Wahl der hydrostatischen Entlastungskraft FE in dem Schwenkwinkelbereich einer Verstellmaschine durchlaufen werden.
  • Es versteht sich, dass das Mitnehmerelement 40 einstückig an der Zylindertrommel 7 ausgebildet werden kann.
  • Anstelle einer durch die Zylindertrommel 7 hindurchgeführten Triebwelle 4, die beidseitig in dem Gehäuse 2 gelagert ist, kann die mit dem Triebflansch 3 versehene Triebwelle 4 mittels zweier Lagereinrichtungen fliegend im Gehäuse 2 gelagert werden.

Claims (25)

  1. Hydrostatische Axialkolbenmaschine (1) in Schrägachsenbauweise mit einer um eine Rotationsachse (Rt) drehbar innerhalb eines Gehäuses (2) angeordneten Triebwelle (4), mit einem drehbar innerhalb des Gehäuses (2) angeordneten Triebflansch (3), und einer um eine Rotationsachse (Rz) drehbar innerhalb des Gehäuses (2) der Axialkolbenmaschine (1) angeordneten Zylindertrommel (7), wobei die Zylindertrommel (7) mit mehreren Kolbenausnehmungen (8) versehen ist, in denen jeweils ein Kolben (10) längsverschiebbar angeordnet ist, wobei die Kolben (10) an dem Triebflansch (3) gelenkig befestigt sind, und wobei der Triebflansches (3) an einer gehäuseseitigen Gleitfläche (101) mittels eines Axiallagers (100) abgestützt ist, das als hydrostatisch entlastetes Gleitlager (102) ausgebildet ist, das mehrere Gleitschuhe (105) aufweist, die jeweils im Triebflansch (3) gelenkig gelagert sind und an einer an der Gleitfläche (101) zugewandten Stirnseite mit einer Drucktasche (106) versehen sind, die zur Versorgung mit Druckmittel mit einem zugeordneten Verdrängerraum (V) der Axialkolbenmaschine (1) in Verbindung stehen, dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitschuhe (105) jeweils derart in dem Triebflansch (3) gelenkig gelagert sind, dass bei rotierendem Triebflansch (3) eine Ausgleichskraft (FFR) auf den Gleitschuh (105) wirkt, die der auf den Gleitschuh (105) wirkenden Fliehkraft (FF) entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt (AP) der Ausgleichskraft (FFR) an dem Gleitschuh (105) derart gewählt ist, dass an dem Gleitschuh (105) kein Abkippmoment entsteht oder ein Abkippmoment teilweise oder vollständig kompensiert wird.
  2. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Angriffspunkt (AP) der Ausgleichskraft (FFR) in axialer Richtung auf Höhe des Schwerpunktes (SP) des Gleitschuhs (105) liegt.
  3. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet dass der Gleitschuh (105) in einer Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) gelenkig gelagert ist, wobei der radiale Abstützpunkt (A) des Gleitschuhs (105) in der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) dem Angriffspunkt (AP) der Ausgleichskraft (FFR) entspricht.
  4. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der radiale Abstützpunkt (A) des Gleitschuhs (105) in der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) auf einer Ebene (EE) liegt, die senkrecht zur Rotationsachse (Rt) des Triebflansches (3) angeordnet ist und in axialer Richtung im Bereich des Schwerpunkts (SP) des Gleitschuhs (105) angeordnet ist.
  5. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) in einer Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) gelenkig gelagert ist, wobei der radiale Abstützpunkt (A) des Gleitschuhs (105) in der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) von dem Angriffspunkt (AP) der Ausgleichskraft (FFR) in axialer Richtung beabstandet ist.
  6. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1, 2 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) mit einem Ausgleichskörper (200) in Wirkverbindung steht, der ein aus der Fliehkraft (FF) entstehendes Abkippmoment an dem Gleitschuh (105) teilweise oder vollständig kompensiert.
  7. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichskörper (200) die auf den Gleitschuh (105) wirkende Ausgleichskraft (FFR) erzeugt, die der Fliehkraft (FF) am Gleitschuh (105) entgegengerichtet ist, wobei der Angriffspunkt (AP) der von dem Ausgleichskörper (200) erzeugten und auf den Gleitschuh (105) einwirkenden Ausgleichskraft (FFR) im Bereich des Schwerpunktes (SP) des Gleitschuhs (105) liegt.
  8. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass der radiale Abstützpunkt (A) des Gleitschuhs (105) in der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) in axialer Richtung von dem Schwerpunkt (SP) des Gleitschuhs (105) um einen ersten Hebelarm (c) beabstandet ist.
  9. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichskörper (200) an dem Triebflansch (3) mittels einer Gelenkverbindung (210) gelenkig gelagert ist und mit dem Gleitschuh (105) in axialer Richtung im Bereich des Schwerpunktes (SP) in Wirkverbindung steht, wobei die Ausgleichskraft (FFR) von der auf den Ausgleichskörper (200) einwirkenden Fliehkraft (FF) erzeugt wird.
  10. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Gelenkverbindung (210) des Ausgleichskörpers (200) am Triebflansch (3) in axialer Richtung zwischen dem Schwerpunkt (SP) des Gleitschuhs (105) und dem Schwerpunkt (SK) des Ausgleichskörpers (200) angeordnet ist.
  11. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Gelenkverbindung (210) des Ausgleichskörper (200) mit dem Triebflansch (3) von dem Schwerpunkt (SK) des Ausgleichskörpers (200) um einen zweiten Hebelarm (b) beabstandet ist, wobei die Masse (m2) des Ausgleichskörpers (200), der erste Hebelarm (c) und der zweite Hebelarm (b) derart ausgelegt sind, dass die von dem Ausgleichskörper (200) erzeugte Ausgleichskraft (FFR) im Wesentlichen die gleiche Größe wie die auf den Gleitschuh (105) einwirkende Fliehkraft (FF) aufweist.
  12. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichskörper (200) koaxial zu dem Gleitschuh (105) und innerhalb der radialen Abmessungen des Gleitschuhs (105) im Triebflansch (3) angeordnet ist.
  13. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Triebflansch (3) mit einer weiteren Ausnehmung (211) versehen ist, in der der Ausgleichskörper (200) gelenkig gelagert ist, wobei die weitere Ausnehmung (211) koaxial zu der Ausnehmung (111) für den Gleitschuh (105) angeordnet ist.
  14. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Ausnehmung (211) mit dem Verdrängerraum (V) in Wirkverbindung steht und der Ausgleichkörper (200) mit einem Verbindungskanal (212) versehen ist, mittels dem die Drucktasche (106) des Gleitschuhs (105) mit dem Verdrängerraum (V) in Verbindung steht.
  15. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) zur gelenkigen Lagerung mit einem Durchmesserspiel (DS1) in der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) angeordnet ist
  16. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) im Bereich des radialen Abstützpunktes (A) mit einer Durchmesserweiterung versehen ist.
  17. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als sphärische Fläche (SF) ausgebildet ist, deren Mittelpunkt (MP) im Schwerpunkt (SP) des Gleitschuhs (105) liegt.
  18. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als Ringfläche (RF) ausgebildet ist.
  19. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Außenfläche der Durchmessererweiterung als Zylinderfläche (ZF) ausgebildet ist, wobei zwischen der Zylinderfläche (ZF) und der Ausnehmung (111) des Triebflansches (3) ein Durchmesserspiel (DS2) ausgebildet ist.
  20. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass eine Federeinrichtung (110) vorgesehen ist, die den Gleitschuh (105) in Richtung der gehäuseseitigen Gleitfläche (101) beaufschlagt.
  21. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Triebflansch (3) und dem Gleitschuh (105) ein Druckraum (D) ausgebildet ist, der mit dem Verdrängerraum (V) verbunden ist.
  22. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) mittels einer Dichtungseinrichtung (115) gegenüber dem Druckraum (D) abgedichtet ist.
  23. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass der Gleitschuh (105) mit einer nutförmigen Ausnehmung (116) versehen ist, in der die Dichtungseinrichtung (115), insbesondere ein Dichtring, angeordnet ist.
  24. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 9 bis 14 und 21, dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich der Gelenkverbindung (210) des Ausgleichskörper (200) zumindest eine Ausnehmung (215) ausgebildet ist, mittels der der Druckraum (D) mit dem Verdrängerraum (V) verbindbar ist.
  25. Hydrostatische Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass der Triebflansch (3) einteilig an der Triebwelle (4) ausgebildet ist.
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