EP3265679A1 - Schwenkwiegenlagerung einer axialkolbenmaschine - Google Patents

Schwenkwiegenlagerung einer axialkolbenmaschine

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EP3265679A1
EP3265679A1 EP16706532.5A EP16706532A EP3265679A1 EP 3265679 A1 EP3265679 A1 EP 3265679A1 EP 16706532 A EP16706532 A EP 16706532A EP 3265679 A1 EP3265679 A1 EP 3265679A1
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EP
European Patent Office
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bearing
axial piston
piston machine
pivoting
pivoting cradle
Prior art date
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EP16706532.5A
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English (en)
French (fr)
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EP3265679B1 (de
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Pascal Progin
Andreas Kurzen
Erwin Feusi
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Liebherr Machines Bulle SA
Original Assignee
Liebherr Machines Bulle SA
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Publication date
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Publication of EP3265679A1 publication Critical patent/EP3265679A1/de
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Publication of EP3265679B1 publication Critical patent/EP3265679B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/26—Control
    • F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
    • F04B1/32—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B1/324—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block by changing the inclination of the swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/20—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
    • F04B1/2014—Details or component parts
    • F04B1/2078—Swash plates
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B1/2014—Details or component parts
    • F04B1/2078—Swash plates
    • F04B1/2085—Bearings for swash plates or driving axles

Definitions

  • the present invention relates to a pivotal support of an axial piston machine.
  • An axial piston machine is an energy converter which, in the axial piston pump design, can convert the mechanical power resulting from rotational speed and torque into hydraulic energy. Hydraulic energy is known to result from pressure and flow.
  • axial piston machine as axial piston motor
  • the operating principle of an axial piston pump is reversed so that correspondingly hydraulic power is converted into mechanical energy.
  • axial piston machines There are basically three different types of axial piston machines. Namely swashplate machines, oblique axis machines and swashplate machines.
  • the axis of rotation is surrounded by revolver-like cylinders arranged. This means, the cylinders are arranged substantially parallel to the axis of rotation of an axial piston machine and rotate during operation of the axial piston machine about the longitudinal axis of the axis of rotation around.
  • the cylinder liners which together with the respective cylinder pistons represent important elements of the cylinders, are not displaced along their own axis of symmetry during operation of the axial piston engine, ie they are stationary with respect to the axis of rotation of the axial piston engine.
  • the respective cylinder pistons are forced to move in the direction of the longitudinal axis of the rotation axis apart from the possible case of an idling operation of the axial piston machine. This is done by the various cylinder pistons are fixedly connected to the projecting out of the cylinder sleeve end with a pivot axis to the axis of rotation, so that when tilting the plate with respect to the axis of rotation a cylinder, the cylinder liner is indeed fixed to the axis of rotation, at a Drehachsenumwebung a complete stroke.
  • the pivotable plate which is connected to the projecting from the respective cylinder liners ends of the cylinder piston, variable in position to To tilt the axis of rotation. This is done by means of a so-called pivoting cradle, on which the side of the plate facing away from the cylinders is mounted.
  • the claimed pivoting journalling comprises a housing and a pivoting cradle which is arranged in the housing and has a through-hole for a drive shaft, wherein a bearing surface is formed on two opposite sides to the through-hole.
  • the pivotal pivot bearing comprises two bearing shells in the housing for pivotally mounting the corresponding two bearing surfaces of the pivoting cradle.
  • the pivotal pivot bearing is characterized in that the two bearing surfaces of the pivoting cradle are hydrostatically supported in the two bearing shells, and in a storage area between the bearing surface and the bearing shell, the two bearing surfaces and / or the two bearing shells each have a groove.
  • the component is referred to in an axial piston machine whose inclination to a plane passing through the longitudinal axis of the axis of rotation of the axial piston plane controls an axial stroke of the axial piston. This is done as explained in the introductory part of the description in interaction with the plate, which is connected to the cylinder piston.
  • the Swivel cradle on the side facing away from the cylinders on two bearing surfaces which are formed point-symmetrical to a center of the through hole of the pivoting cradle. These two bearing surfaces touch the bearing surface facing side of a respective bearing shell and can slide in this, to allow pivoting of the pivoting cradle.
  • the axial force FA resulting from the piston stroke of the cylinder acts against the respective bearing shell through the pivoting cradle.
  • the force between the bearing shells and the pivoting cradle is hydrostatically relieved. This also means that the tilting of the pivoting cradle by an adjustment hysteresis is possible.
  • the groove corresponds to a recess, which is discontinued in contrast to the surrounding level, that is reduced in height.
  • a cavity formed by the respective groove is connected to a liquid from a high-pressure side of an axial piston machine in order to hydrostatically relieve the respective bearing shell with a specific pressure.
  • a high pressure side of the set by the axial piston machine in the operating condition under pressure side of the liquid is considered. Accordingly, there is a gravure side, which corresponds to the side of the liquid that is sucked in by the axial piston machine.
  • both sides of the liquid interacting with an axial piston machine have identical pressure ratios. In this case, a hydrostatic discharge is not necessary due to a non-existent force that could act on the pivotal pivot bearing.
  • a channel which leads from the high pressure side of an axial piston machine to the cavity formed by the respective groove.
  • the channel which forms the connection of the cavity formed by the groove and one of the groove opposite the boundary surface to the high pressure side of an axial piston machine can pass through the pivoting cradle or through the bearing shell.
  • the purpose of this channel, or the connection with the high-pressure side of the axial piston machine is the supply of a highly pressurized liquid in the cavity characterized by the groove to relieve the frictional force acting between pivoting cradle and bearing shells.
  • the pressures formed by the liquid of the high-pressure side in the various cavities of the respective grooves which are preferably arranged point-symmetrical to the center of the through hole, are different in size.
  • the axial force F A emitted by the axial piston machine onto the pivoting cradle is offset from the longitudinal direction of the through-hole and consequently also acts with different force on the two bearing shells.
  • the wrapping angle ⁇ of the two bearing shells is about 150 °, preferably about 165 °, and particularly preferably about 180 °.
  • the wrap angle is the angle at which the bearing shell surrounds the pivoting cradle in the pivoting direction of the pivoting cradle.
  • An angle of wrap of 180 ° thus corresponds to a semicircle in a plane spanned by the pivoting angle. This is advantageous, since thus enough pressure field surface is available to ensure a good support and centering even at a maximum deflection of the pivot angle ⁇ .
  • the swivel angle ⁇ is zero degrees.
  • the system includes a first nozzle located downstream of the first check valve providing liquid for the cavity formed by the first groove, and a second nozzle located downstream of the second check valve and liquid for the second groove formed by the second Cavity provides.
  • a connection nozzle is provided which connects a point between the first check valve and the first nozzle and a point between the second check valve and the second nozzle.
  • the passage of liquid through the nozzle changes its pressure level.
  • connection side of the axial piston machine one of the two supply / discharge lines of an axial piston machine is designated for a liquid, of which one is the high-pressure side and the other the low-pressure side during operation. Since, depending on the position of the pivoting weighing plate, the two connections of the axial piston machine can be used both as a supply line and as a discharge line, these are referred to below as the first connection side and the second connection side of the axial piston machine.
  • there is a channel which connects the first connection side with a first check valve and a channel which connects the second connection side with a check valve. The check valve allows only a flow away from the connection side, thus preventing flow in the direction of the connection side.
  • a further channel which connects the side facing away from the first connection side of the first check valve with a first nozzle, which creates on its side facing away from the non-return valve a connection to the cavity created by the groove.
  • a second nozzle on the side of the check valve, which faces away from the second connection point, wherein the second Nozzle has a channel to the other characterized by the groove cavity.
  • This arrangement ensures that the pivoting cradle receives different weighing pressures in its two storage areas.
  • the bearing shell is loaded on the low pressure side with only half the force of the bearing shell on the high pressure impact.
  • a lower weighing pressure P W 2 builds up on the bearing shell of the low-pressure side than Pwi.
  • the connecting channel which is supplied by the high pressure side and supplies through suitable nozzles a liquid with suitable pressure, exists between the low pressure side of the pivoting pivot bearing.
  • the low-pressure side with a corresponding position of the pivoting cradle can also represent a high-pressure side
  • the symmetrical design of the liquid supply from the first and the second connection point of the axial piston machine is advantageous.
  • the two grooves are supplied with different pressures by a liquid of the high pressure side.
  • the various nozzles are provided, and leakage loss between the swing cradle and the bearing shell flows into the housing.
  • the distance of the closest points of the two bearing surfaces is approximately equal to the outer diameter of a roller bearing of a through-hole extending drive shaft.
  • the bearing distance DL is an important factor in increasing the rigidity of a pivoting cradle. This contributes to keeping the gap heights that occur between a bearing shell and a bearing surface as small as possible. Since under load, deformation of the pivoting cradle can not be prevented, the size of a gap height must be kept as small as possible. In fact, the gap height ensures correspondingly high leakage values, which are equivalent to a power loss of the pump. This is because the leakage values are fed from the high pressure side of the pump. The smallest possible distance between the two bearing surfaces thus results if they are directly adjacent to the through hole. This corresponds to the outer diameter of a roller bearing of an extending through the through-hole drive shaft of the axial piston machine.
  • the bearing surface and / or the bearing shell are provided with two mutually independent grooves in at least one of the two storage areas between the bearing surface and the bearing shell.
  • the pivotal pivot bearing thus has at least three grooves.
  • This arrangement helps to compensate for a radially acting force Fsteii.
  • a radial movement of the pivoting cradle within a bearing clearance is automatically reduced by the gap height difference between the bearing shell and the bearing surface.
  • this embodiment has for each of the two mutually independent grooves in at least one of the plurality of storage areas separate or separate connections to a pressure fluid to a specific process for the respective groove hydrostatic discharge at a setting operation of the pivoting cradle gain.
  • the specific relief of the groove is advantageously achieved by means of a liquid flowing through a nozzle, wherein the liquid is supplied from the high pressure side of the axial piston machine.
  • the fluid communication includes a further connection with the outside of the bearing surface of the pivoting cradle, which is disposed in an area substantially in an idle position of the pivoting cradle with a liquid inlet from a high pressure side of an axial piston machine through the bearing shell substantially.
  • the pressure supply of the grooves which are formed independently of each other, via directly introduced in the pivoting cradle channels.
  • an associated nozzle is also arranged in the channels for each of the separate grooves.
  • the further connection to the outside of the bearing surface of the pivoting cradle extends from a channel connecting the two nozzles to the outside.
  • the result is a substantially T-shaped line, wherein at two ends of the grooves are arranged and at the third end, the outside of the bearing surface is located.
  • the channel leading to the outside of the bearing surface is in an idle position of the pivoting cradle, i. in a position in which an axial piston machine does not pump liquid, with a liquid supply from a high pressure side passing through the bearing cup.
  • the two different grooves are supplied with different pressures.
  • a gap which widens in the direction of the through-hole is present between a bearing surface and an associated bearing shell. This is one way to reduce the leakage losses occurring during hydrostatic discharge to a low level. In the unloaded or lightly loaded state of the pivoting cradle, this creates a gap, which, however, causes only a slight increase in the absolute leakage losses at the prevailing relatively low pressures.
  • the widening in the direction of the through hole gap may be provided by a bevel of the respective bearing shells and / or a chamfer of a housing portion on which the respective bearing shell is arranged.
  • the gap results from a bevel of the bearing surface.
  • At least one of the existing grooves is configured in a staircase, that has at least two different depth levels.
  • This embodiment is advantageous in terms of a lower local deformation of the pivoting cradle in the region of the groove, since this is loaded laterally with high pressure.
  • At least one of the existing grooves comprises a plurality of parallel subslubs and a transverse subslot connecting them.
  • the invention further comprises an axial piston machine with a pivoting pivot bearing according to one of the preceding claims.
  • the invention comprises an axial piston machine with a pivoting pivot bearing according to one of the preceding claims, wherein the pistons of the axial piston machine are designed as solid pistons. This implies the advantage that any bearing clearance between the bearing shell and the bearing surface is reduced, so that a particularly effective bearing of the pivoting cradle is achieved.
  • FIG. 1 shows a section through an axial piston machine with a pivoting pivot bearing according to the invention
  • FIG. 3 shows a further sectional view through an axial piston machine with a pivoting pivot bearing according to the invention
  • Fig. 4 is a partial sectional view through an axial piston machine, in which a
  • Pivoting cradle can be seen in a deflected state
  • FIG. 7 shows a view of a pivoting cradle, in which the position of an axial force of an axial piston machine is indicated
  • FIG. 11 shows a further embodiment of the pivoting pivot bearing
  • FIG. 12 shows another form of pivoting pivot bearing
  • FIG. 13 shows various side views of the pivoting cradle, in which a groove is formed in a staircase shape
  • FIG. 15 shows a further embodiment of a pivoting cradle according to the invention in a perspective view
  • Fig. 16 two axial piston machines, once with hollow piston and once with solid piston.
  • FIG. 1 shows a sectional view of an axial piston machine 2 with a pivoting pivot bearing 1 according to the invention.
  • the reference numeral 6 denotes the drive shaft of the axial piston machine 2, with which the cylinder liners 14 and the cylinder pistons 13 received therein are firmly connected. Upon rotation of the drive shaft 6, therefore, the fixed thereto cylinders are rotated. The stroke of the cylinder piston 13 depends on such a rotation, depending on the position of the pivoting cradle 4. In an idle state of the axial piston machine finds no Axialhub the cylinder piston 13 at a complete rotation of the drive shaft 6 instead. In an idling operation, the surface of the pivoting cradle facing the cylinders forms a bearing surface on a plane which is essentially characterized by a normal vector parallel to the longitudinal direction of the drive shaft.
  • the axial force FA which results from the axial piston machine in this process and when pushing back a cylinder piston 13 in the cylinder liner 14 acts on the pivoting cradle 4, presses the pivoting cradle 4 against the bearing shell 8.
  • This contact force which arises between the bearing shell and the pivoting cradle 4 is hydrostatically relieved to the mechanical friction existing in the gap there to eliminate as much as possible.
  • the hydrostatic bearing via the construction of a pressure field between the bearing shell 8 and the bearing surface 7 of the pivoting cradle 4.
  • a groove 9 which communicates with the high pressure side of the PH Axial piston machine 2 via a channel 16 is in communication.
  • a pressure field specified in more detail below is constructed, whose effectiveness is determined by the size and shape of the groove 9.
  • the effect of the force acting in the groove 9 pressure field should be large enough to completely relieve the axial force F A of the axial piston machine can.
  • the groove 9 is designed such that there sets up a desired action force with a pressure Pwi slightly lower than the system pressure of the axial piston machine on the high pressure side PH there.
  • FIG. 2 shows a sectional view, indicated along the straight line AA in FIG. 1, in which the pivotability of the pivoting cradle in the bearing shell 8 provided therefor, which is arranged in the housing 3, can be better understood.
  • the half-circular in this sectional view formed bearing shell. 8 and the pivoting cradle 4 received therein can change its position relative to the bearing shell 8, whereby the axial stroke of the corresponding cylinder can be adjusted.
  • a groove 9 introduced into the pivoting cradle or into the bearing surface 7 of the pivoting cradle 4 forms a cavity with the bearing shell 8, which is connected to a connection side A via a channel 16. This ensures that the pressurized remplisstechniksleit necessary for hydrostatic discharge can be supplied via the high pressure side of the axial piston machine 2.
  • connection side A of the axial piston machine 2 does not necessarily have to coincide with the high pressure side of the axial piston machine 2, since the high pressure side can be changed depending on the position of the pivoting cradle 4, a system 10 for connection to the high pressure side of the axial piston machine (connection point A or connection point B ) supplied the liquid with the correspondingly high pressure.
  • FIG. 3 shows, in a section through B-B indicated in FIG. 2, a part of the system that supplies the two grooves 9 via respective channels 16 with a liquid from the high-pressure side of the axial piston machine 2 (connection point A or connection point B).
  • connection point A connection point
  • connection point B connection point
  • the groove is not shown in the drawing and lies outside the image plane.
  • connection nozzle 105 the downstream of the check valves 101, 102, the respective compounds of the check valve and groove 9 interconnects.
  • the connection nozzle 105 arranged in this connecting line ensures a certain pressure difference, so that different pressures act on the two grooves 9 or on the two pivoting vanes.
  • FIG. 4 shows a partial view of FIG. 2, which shows that the wrap angle ⁇ must exceed a certain extent in order to have enough pressure field surface in order to ensure good support and centering even at a maximum pressure field area. ximalen deflection of the pivoting cradle ⁇ to ensure. In this oblique position of the pivoting cradle by the angle ⁇ , one also recognizes the Axialhub good, run the cylinder heads 13a, 13b and 13c.
  • the groove 9 of the pivoting cradle 4 forms a cavity with the bearing shell 8, which at each pivoting angle ⁇ via a channel 16 and a system 10 for connecting the formed by the groove 9 Cavity with a liquid of the high pressure side of the axial piston machine 2 is in communication. This ensures that even with a maximum pivoting angle ⁇ , the hydrostatic bearing of the pivoting cradle 4 can be performed.
  • Fig. 5 shows a schematic diagram of the system 10, with which the grooves 9 are supplied with a liquid for generating the hydrostatic bearing.
  • the components shown here can already be found partially in the description of FIG. 3.
  • the bearing shell lying on the low pressure side (the bearing shell, acts on the less force by the movement of the piston) is loaded in the present embodiment, only with half the force, as the high pressure side bearing shell 8.
  • a lower weighing pressure Pw2 builds up as Pwi, which also requires a respectively adapted hydrostatic discharge with a corresponding backpressure.
  • Another ratio of the force distribution tion of the two pressures Pwi and Pw2 such as 1: 2, 1: 3, 1: 4, 2: 3, 2: 5, 3: 4 or 3: 5 can also be implemented.
  • the corresponding pressures for hydrostatic bearing are generated via nozzles 103, 104, 105 by a loss of leakage, which flows between the pivoting cradle and the bearing shell into the housing.
  • the necessary pressure P W i is generated from the high pressure side PH of the reciprocating engine 2 via a pressure drop at the nozzle 104.
  • a check valve 101 is also installed on the low pressure side. Since the low-pressure side can change from the connection point A to the connection point B depending on the position of the pivoting cradle 4 in an axial piston machine, a further check valve 102 is necessary in the system 10, so that no fluid is transferred to the low-pressure and high-pressure side. pressure side flows. Overall, thus obtaining a symmetrical structure of the system 10, which supplies the grooves with pressurized fluid.
  • Fig. 6 shows the interaction between pivoting cradle 4 and bearing shell 8 and the effects of the axial force F A , which is not arranged centrally to the through hole 5 of the pivoting cradle 4.
  • the left-hand drawing shows, with an offset axial force FA, by way of example the optimum bearing force which is offset by an angle ⁇ from the axis of symmetry of the pivoting cradle 4.
  • the right-hand drawing of FIG. 6 shows that the non-symmetrical impact of the force FA causes the pivoting cradle 4 inside the bearing shell 8 to rotate in a manner that varies along the bearing shell 8, which is illustrated by the values S 1 and S 2 of FIG Bearing game e is displayed.
  • FIG. 7 shows a perspective view of a pivoting cradle in which the axial force F A caused by the pistons is drawn at a specific pivoting of the pivoting cradle 4. It can be seen that the axial force FA is offset from the axis of symmetry or the center of the through hole 5 and is arranged closer to one of the two bearing shells.
  • Fig. 8 shows an advantageous countermeasure to relieve the axial force F A , which acts on the pivoting cradle 4, as effectively as possible hydrostatically.
  • the grooves 9a, 9b are arranged so as to communicate with a liquid supply from the high-pressure side of the axial piston machine 2, respectively. This liquid feed is formed via the bearing shell 8 into the groove formed by the groove 9a, 9b with the bearing shell 8. th cavity supplied.
  • FIG. 9 shows a further embodiment with which the resultant bearing force can be offset by an angle ⁇ , although the supply line of the high-pressure side of the axial piston machine 2 is arranged centrally to the axis of symmetry of the bearing shell 8. That is, the supply line is orthogonal to the pivotal wobble surface on which the axial pistons act, provided that the axial piston machine is in an idling state.
  • the pivoting cradle 4 is provided with a conduit system 11, which supplies the mutually independent grooves 9a, 9b with liquid.
  • corresponding nozzles 111, 112 are provided in the supply lines to the respective grooves 9a, 9b.
  • connection 12 extends to the bearing surface 7 of the pivoting cradle.
  • this connection 12 is in alignment with the supply line which extends through the bearing shell 8 from the high-pressure side of the axial piston machine 2.
  • Fig. 10 shows a schematic diagram indicating the leakage losses in a hydrostatic bearing of Schwenkwiegeunterlasses.
  • An important point in the hydrostatic pivot bearing is the achievement of a high rigidity of the pivoting cradle 4.
  • the undesirable but not completely avoidable deformation of the pivoting cradle 4 under the axial force FA is exemplified in Fig. 10.
  • the sum of the leakage values QLi and QL 2 is taken from the high-pressure side of the pump and accordingly represents a power loss of the pump.
  • the gap heights 21, 22 must be made as small as possible. It is advantageous that the pivoting cradle 4 is made very stiff.
  • the bearing distance D L shown in FIG. 1 is an important factor in increasing the rigidity. It is advantageous if the distance DL is as low as possible. The smallest possible distance corresponds to the outer diameter of a roller bearing, which is therefore selected without inner ring. The rolling elements of the bearing run directly on the drive shaft 6 of the axial piston machine.
  • FIG. 11 Such an embodiment is shown in FIG. 11.
  • an enlarged view of the pivotal pivot bearing is shown, in which a in the direction of Through hole widening gap ⁇ between the housing 3 and the bearing shell 8 is present.
  • Fig. 12 shows a similar area as Fig. 11, but in this case the widening in the direction of the through hole gap ⁇ is formed by a taper of the bearing surface 7 of the pivoting cradle 4, whereby a gap between the bearing surface 7 and bearing shell 8 is formed.
  • the leakage losses QLi and QL 2 are lowered to a low level.
  • the gap between the bearing surface 7 and the bearing shell 8 is caused by a chamfering of the bearing surface 7 or a chamfering of the bearing surface 8 or even by a chamfering of the bearing surface 7 and the bearing surface 8.
  • the housing 3 is beveled in an area on which the bearing shell 8 is located. The gap then arises here between the housing and the bearing shell and is reduced in a deformation of the pivoting cradle 4 in the direction of the beveled housing surface.
  • Fig. 13 shows a further embodiment of the pivoting cradle 4 in which the groove 9 is formed in a staircase shape.
  • the step-shaped configuration of the groove 9 leads to a greater material thickness of the pivoting cradle 4 and is advantageous in terms of a lower local deformation of the pivoting cradle 4 in the region of the groove 9, since this is loaded laterally with a liquid under high pressure.
  • Fig. 14 shows a perspective view of the pivoting cradle 4 in which the groove 9 is present directly in a blank of the pivoting cradle 4.
  • Fig. 15 shows again a perspective view of the pivoting cradle according to another embodiment and an enlarged part of the pivoting cradle, which shows the groove in a slightly enlarged view.
  • a plurality of small, preferably parallel, sublets 91 are provided, which can be supplied with pressure by means of a subduct 92 transverse thereto.
  • the plurality of parallel subsleads 91 are spaced apart from each other and are connected to the transverse sublude 92 in a state received by a bearing cup 8 so that liquids can flow between them.
  • the advantage of this is that between the Unternuten 91, 92 additional contact surfaces against the bearing shell 8 are available.
  • This particular embodiment of the grooves can be combined with any disclosed embodiment of the pivoting cradle and / or the pivoting pivot bearing.
  • the invention further comprises an axial piston machine with one of the above-described pivoting pivot bearings.
  • the swivel bearing according to one of the embodiments described above if the axial piston machine 2 is operated with solid pistons, as shown in FIG. 16b, instead of the hollow pistons (see FIG , In this case, the bearing clearance e between the bearing shell 8 and the bearing surface 7 of the pivoting cradle 4 decreases, whereby the additional design effort for displacing the bearing force F L does not necessarily have to be performed.
  • the pivoting cradle 4 may be made of a nitriding steel to achieve the necessary tensile strengths. The forming is done by forging.
  • the pivoting dimensions are so great that forging of the blank can not be performed, an alternative is the use of nodular cast iron or the use of nitridable materials.
  • the machined component is nitrided or nitrocarburized, with other methods of increasing surface hardness, such as case hardening, to be included.
  • the bonding layer is removed or polished after nitriding.
  • the hardness difference between the weighing surface (bearing surface 7) and the sliding bearing (bearing shell 8) should be at least 4 factor to ensure a wear-free function.
  • 8 brass alloys are used for the bearing shells.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung beschreibt eine Schwenkwiegenlagerung einer Axialkolbenmaschine, die mittels hydrostatischer Entlastung im Zusammenspiel mit einer in der Lagerfläche einer Schwenkwiege eingebrachten Nut eine besonders verschleißarme oder sogar verschleißfreie Schwenkwiegenlagerung vorsieht. Hierbei wird die Schwenkwiege einer Axialkolbenmaschine in einem Bereich der Lagerfläche der Schwenkwiege mit einer Nut versehen, wobei der durch die Lagerschale und die Nut gebildete Hohlraum in Verbindung mit einer Hochdruckseite einer Flüssigkeit der Axialkolbenmaschine steht. Somit ist es möglich, dass der auf der Hochdruckseite vorherrschende Druck dazu genutzt wird, den auf die Schwenkwiege wirkenden Axialdruck durch die Axialkolbenmaschine hydrostatisch zu entlasten.

Description

Schwenkwiegenlagerung einer Axialkolbenmaschine
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schwenkwiegenlagerung einer Axialkolbenmaschine.
Eine Axialkolbenmaschine ist ein Energiewandler, der in der Ausführung als Axialkolbenpumpe die sich aus Drehzahl und Drehmoment ergebende mechanische Leistung in hydraulische Energie umwandeln kann. Hydraulische Energie ergibt sich bekanntermaßen aus Druck und Volumenstrom.
In einer weiteren Ausführungsform der Axialkolbenmaschine als Axialkolbenmotor wird das Wirkprinzip einer Axialkolbenpumpe umgekehrt, sodass entsprechend hydraulische Leistung in mechanische Energie umgesetzt wird.
Dabei gibt es grundsätzlich drei unterschiedliche Bauformen von Axialkolbenmaschinen. Nämlich Schrägscheibenmaschinen, Schrägachsenmaschinen und Taumelscheibenmaschinen. Bei jeder dieser Ausführungen einer Axialkolbenmaschine ist die Drehachse von revolverartig angeordneten Zylindern umgeben. Das heißt, die Zylinder sind im Wesentlichen parallel zur Drehachse einer Axialkolbenmaschine angeordnet und rotieren im Betrieb der Axialkolbenmaschine um die Längsachse der Drehachse herum. Die Zylinderbuchsen, die zusammen mit den jeweiligen Zylinderkolben wichtige Elemente der Zylinder darstellen, werden während eines Betriebs der Axialkolbenmaschine entlang ihrer eigenen Symmetrieachse nicht verschoben, sind also ortsfest bezüglich der Drehachse der Axialkolbenmaschine ausgeführt. Die jeweiligen Zylinderkolben werden hingegen -abgesehen von dem möglichen Fall eines Leerlaufbetriebs der Axialkolbenmaschine- zu einer Hubbewegung in Richtung der Längsachse der Drehachse gezwungen. Dies erfolgt, indem die verschiedenen Zylinderkolben mit dem aus der Zylinderbuchse ragenden Ende mit einer zur Drehachse schwenkbaren Platte fest verbunden werden, sodass bei einem Schrägstellen der Platte bezüglich der Drehachse ein Zylinder, dessen Zylinderbuchse ja fest mit der Drehachse verbunden ist, bei einer Drehachsenumdrehung einen vollständigen Hub ausführt.
In einer eine halbe Umdrehung der Drehachse andauernden Ansaugphase wird der Zylinderkolben aus der Zylinderbuchse gezogen, wodurch ein Unterdruck entsteht, der zum Ansaugen einer Flüssigkeit benutzt wird. In einer Kompressionsphase, die die andere Hälfte einer Umdrehung vorherrscht, wird der Zylinderkopf in die Zylinderbuchse hineingedrückt, wodurch die angesaugte Flüssigkeit aus dem Zylinder herausgepresst wird. Während einer vollständigen Umdrehung der Drehachse führt also der Zylinder einen Auf- und Abwärtshub des Zylinderkolbens durch. Um den Pumpendurchsatz bei gleichbleibender Rotationsgeschwindigkeit der Drehachse (bzw. des Zylinders um die Längsachse der Drehachse) variieren zu können, ist es möglich, die schwenkbare Platte, die mit den aus den jeweiligen Zylinderbuchsen ragenden Enden der Zylinderkolben verbunden ist, variabel in ihrer Stellung zur Drehachse zu neigen. Dies wird mit Hilfe einer sogenannten Schwenkwiege ausgeführt, auf der die den Zylindern abgewandte Seite der Platte gelagert ist.
Da jedoch bei dem Zurückdrängen und Anheben des Zylinderkopfes in die Zylinderbuchse hinein beziehungsweise aus dieser hinaus zum Ausdrücken und Ansaugen von Flüssigkeit hohe Kräfte auftreten, ist sowohl die Lagerung als auch die grundsätzliche Beschaffenheit einer Schwenkwiege, gegen die sich die Kräfte der Zylinderköpfe richtet, von besonderer Bedeutung für eine Axialkolbenmaschine.
Aufgrund der wirkenden Kräfte ist die Schwenkwiege und deren zugehörige Lagerung einem hohen Verschleiß ausgesetzt, der typischerweise mindestens einen Austausch dieser Komponenten über die Gesamtlebenszeit der Axialkolbenmaschine notwendig macht.
Demnach ist es ein Ziel der vorliegenden Erfindung die Dauerfestigkeit einer Schwenkwiegenlagerung beziehungsweise der damit interagierenden Schwenkwiege einer Axialkolbenmaschine zu verbessern. Gleichzeitig sollen die hierfür anfallenden Herstellungskosten für die Schwenkwiegenlagerung nicht steigen, vorzugsweise sogar gesenkt werden.
Die vorliegende Aufgabe wird durch eine Schwenkwiegenlagerung mit den Merkmalen nach Anspruch 1 gelöst. Nach diesem umfasst die beanspruchte Schwenkwiegenlagerung ein Gehäuse sowie eine Schwenkwiege, die in dem Gehäuse angeordnet ist und ein Durchgangsloch für eine Triebwelle aufweist, wobei an zwei sich gegenüberliegenden Seiten zu dem Durchgangsloch jeweils eine Lagerfläche ausgebildet ist. Darüber hinaus umfasst die Schwenkwiegenlagerung zwei Lagerschalen in dem Gehäuse zur schwenkbaren Lagerung der entsprechenden zwei Lagerflächen der Schwenkwiege. Ferner zeichnet sich die Schwenkwiegenlagerung dadurch aus, dass die zwei Lagerflächen der Schwenkwiege hydrostatisch in den zwei Lagerschalen gelagert sind, und in einem Lagerbereich zwischen Lagerfläche und Lagerschale die zwei Lagerflächen und/oder die beiden Lagerschalen jeweils eine Nut aufweisen.
Als Schwenkwiege wird hierbei das Bauteil in einer Axialkolbenmaschine bezeichnet, dessen Schrägstellung zu einer durch die Längsachse der Drehachse der Axialkolbenmaschine verlaufenden Ebene einen Axialhub der Axialkolbenzylinder regelt. Dies geschieht wie im einleitenden Teil der Beschreibung erläutert in Interaktion mit der Platte, die mit den Zylinderkolben verbunden ist. Dabei weist die Schwenkwiege auf der den Zylindern abgewandten Seite zwei Lagerflächen auf, die punktsymmetrisch zu einer Mitte des Durchgangslochs der Schwenkwiege ausgebildet sind. Diese beiden Lagerflächen berühren die der Lagerfläche zugewandte Seite einer jeweiligen Lagerschale und können in dieser gleiten, um ein Verschwenken der Schwenkwiege zu ermöglichen. Hierbei wirkt die aus dem Kolbenhub der Zylinder resultierende Axialkraft FA durch die Schwenkwiege hindurch gegen die jeweilige Lagerschale. Um den Verschleiß an den Lagerschalen zu minimieren oder zu eliminieren wird die zwischen den Lagerschalen und der Schwenkwiege vorhandene Kraft hydrostatisch entlastet. Dies führt auch dazu, dass das Kippen der Schwenkwiege durch ein Verstellsystem hysteresisfrei möglich ist. Um diese hydrostatische Entlastung effektiv umzusetzen, erfolgt ein Druckfeldaufbau zwischen den Lagerschalen und der Schwenkwiege mithilfe einer in einer Lagerfläche und/oder einer Lagerschale vorgesehenen Nut. Die Nut entspricht einer Ausnehmung, die im Gegensatz zu dem sie umgebenden Niveau abgesetzt ist, also in seiner Höhe verringert ist.
In einer weiteren Ausführungsform ist ein durch die jeweilige Nut gebildeter Hohlraum mit einer Flüssigkeit von einer Hochdruckseite einer Axialkolbenmaschine verbunden, um die jeweilige Lagerschale mit einem bestimmten Druck hydrostatisch zu entlasten. Als Hochdruckseite wird die durch die Axialkolbenmaschine im Betriebszustand unter Druck gesetzte Seite der Flüssigkeit angesehen. Dazu entsprechend gibt es eine Tiefdruckseite, die der Seite der Flüssigkeit entspricht, die durch die Axialkolbenmaschine angesaugt wird. In dem Spezialfall eines Leerlaufbetriebs weisen beide Seiten der mit einer Axialkolbenmaschine interagierenden Flüssigkeit identische Druckverhältnisse auf. In diesem Fall ist aufgrund einer nicht vorhandenen Kraft, die auf die Schwenkwiegenlagerung einwirken könnte, eine hydrostatische Entlastung nicht notwendig.
Demnach gibt es einen Kanal, der von der Hochdruckseite einer Axialkolbenmaschine zu dem durch die jeweilige Nut gebildeten Hohlraum führt. Der Kanal, der die Verbindung des durch die Nut und einer der Nut gegenüberliegenden Begrenzungsfläche gebildeten Hohlraums zur Hochdruckseite einer Axialkolbenmaschine herstellt, kann durch die Schwenkwiege oder durch die Lagerschale verlaufen. Zweck dieses Kanals, beziehungsweise der Verbindung mit der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine ist die Zufuhr einer unter großem Druck stehenden Flüssigkeit in den durch die Nut charakterisierten Hohlraum, um die zwischen Schwenkwiege und Lagerschalen wirkende Reibungskraft zu entlasten.
Hierbei sind die durch die Flüssigkeit der Hochdruckseite gebildeten Drücke in den verschiedenen Hohlräumen der jeweiligen Nuten, die vorzugsweise punktsymmetrisch zur Mitte des Durchgangslochs angeordnet sind, verschieden groß. In anderen Worten bedeutet dies, dass die Flüssigkeit, die einer der beiden Lagerschalen zugeführt wird, sich in ihrem Druck von der Flüssigkeit unterscheidet, die der anderen Lagerschale zugeführt wird. Dies ist vorteilhaft, da die von der Axialkolbenmaschine auf die Schwenkwiege abgegebene Axialkraft FA von der Längsrichtung des Durchgangslochs versetzt ist und demzufolge auch mit unterschiedlicher Kraft auf die beiden Lagerschalen wirkt. Demnach bedarf die Seite der Schwenkwiegenlagerung, die näher zum Einwirkungspunkt der Axialkraft FA liegt, einer größeren hydrostatischen Entlastung, was einem höheren Druck der zugeführten Flüssigkeit entspricht, als die Seite, die weiter entfernt zu dem Einwirkpunkt der Axialkraft FA liegt.
Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn der Umschlingungswinkel ß der zwei Lagerschalen etwa 150°, vorzugsweise etwa 165°, und besonders bevorzugt etwa 180° beträgt.
Als Umschlingungswinkel wird der Winkel bezeichnet, mit dem die Lagerschale die Schwenkwiege in Schwenkrichtung der Schwenkwiege umgibt. Ein Umschlingungswinkel von 180°entspricht also in einer durch den Schwenkwinkel aufgespannten Ebene einem Halbkreis. Dies ist von Vorteil, da somit genug Druckfeldfläche zur Verfügung steht, um eine gute AbStützung und Zentrierung auch noch bei einer maximalen Auslenkung des Schwenkwinkels α zu gewährleisten. In einem Leerlaufbetrieb der Axialkolbenmaschine beträgt der Schwenkwinkel α Null Grad. ln einer weiteren Ausführungsform wird die vorteilhafterweise vorhandene Verbindung der jeweiligen Nuten mit einer Flüssigkeit durch ein System sichergestellt, das ein erstes Rückschlagventil, das mit einer ersten Anschlussseite der Axialkolbenmaschine verbunden ist und einen Rückfluss in Richtung der ersten Anschlussseite verhindert, und ein zweites Rückschlagventil, das mit einer zweiten Anschlussseite der Axialkolbenmaschine verbunden ist und einen Rückfluss in Richtung der zweiten Anschlussseite verhindert, umfasst. Ferner weist das System eine erste Düse, die stromabwärts des ersten Rückschlagventils angeordnet ist und die Flüssigkeit für den durch die erste Nut gebildeten Hohlraum bereitstellt, sowie eine zweite Düse, die stromabwärts des zweiten Rückschlagventils angeordnet ist und die Flüssigkeit für den durch die zweite Nut gebildeten Hohlraum bereitstellt auf. Zudem ist eine Verbindungsdüse vorgesehen, die einen Punkt zwischen dem ersten Rückschlagventil und der ersten Düse und einen Punkt zwischen dem zweiten Rückschlagventil und der zweiten Düse verbindet. Vorzugsweise ändert das Durchströmen der Flüssigkeit durch die Düse deren Druckniveau.
Als Anschlussseite der Axialkolbenmaschine wird eine der zwei Zu-/Ableitungen einer Axialkolbenmaschine für eine Flüssigkeit bezeichnet, von denen im Betrieb typischerweise eine davon die Hochdruckseite und die andere die Niederdruckseite darstellt. Da je nach Stellung der Schwenkwiegeplatte die beiden Anschlüsse der Axialkolbenmaschine sowohl als Zuleitung als auch als Ableitung verwendet werden können, werden diese im Folgenden als erste Anschlussseite und zweite Anschlussseite der Axialkolbenmaschine bezeichnet. Hierbei existiert ein Kanal, der die erste Anschlussseite mit einem ersten Rückschlagventil verbindet, als auch ein Kanal, der die zweite Anschlussseite mit einem Rückschlagventil verbindet. Das Rückschlagventil ermöglicht nur eine Strömung von der Anschlussseite weg, verhindert also eine Strömung in Richtung der Anschlussseite. Darüber hinaus gibt es einen weiteren Kanal, der die der ersten Anschlussseite abgewandte Seite des ersten Rückschlagventils mit einer ersten Düse verbindet, die an ihrer dem Rückschlagventil abgewandten Seite eine Verbindung zu dem durch die Nut geschaffenen Hohlraum schafft. Weiter gibt es eine zweite Düse an der Seite des Rückschlagventils, die zu der zweiten Anschlussstelle abgewandt ist, wobei die zweite Düse einen Kanal zu dem anderen durch die Nut charakterisierten Hohlraum aufweist. Zudem gibt es einen Kanal, der über eine Verbindungsdüse einen zwischen erster Düse und erstem Rückschlagventil befindlichen Punkt mit einem zwischen zweiter Düse und zweitem Rückschlagventil befindlichen Punkt verbindet.
Durch diese Anordnung wird sichergestellt, dass die Schwenkwiege in ihren beiden Lagerbereichen verschiedene Wiegendrücke erhält. Hierbei sorgt vorzugsweise ein Strömen der Flüssigkeit durch die jeweilige Düse für einen entsprechenden Druckabfall, so dass die verschiedenen Drücke erlangt werden können.
Da die Axialkraft FA von der Axialkolbenmaschine von der Mitte des Durchgangslochs der Schwenkwiege versetzt ist, wirkt auf die zwei Lagerschalen nicht die gleiche Kraft. Typischerweise ist die Lagerschale an der Niederdruckseite nur mit der Hälfte der Kraft der Lagerschale an der Hochdruckschlage belastet. Dadurch baut sich an der Lagerschale der Niederdruckseite ein geringerer Wiegendruck PW2 als Pwi auf. Damit der Druck Pw2 höher als der Niederdruck PN der Axialkolbenmaschine sein kann, besteht zwischen der Niederdruckseite der Schwenkwiegenlagerung der Verbindungskanal, der von der Hochdruckseite versorgt wird und durch entsprechende Düsen eine Flüssigkeit mit passendem Druck liefert.
Da, wie vorstehend ausgeführt, die Niederdruckseite bei entsprechender Stellung der Schwenkwiege auch eine Hochdruckseite darstellen kann, ist die symmetrische Ausführung der Flüssigkeitszuleitung von der ersten und der zweiten Anschlussstelle der Axialkolbenmaschine von Vorteil. Demnach ist es immer möglich, dass die beiden Nuten mit unterschiedlichen Drücken durch eine Flüssigkeit der Hochdruckseite versorgt werden. Um den Druckabfall, der durch einen Leckageverlust erzielt wird, in einer effizienten Weise zu erreichen, sind die verschiedenen Düsen vorgesehen, wobei der Leckageverlust zwischen der Schwenkwiege und der Lagerschale ins Gehäuse abfließt.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform ist der Abstand der am nächsten zueinander liegenden Punkte der beiden Lagerflächen etwa gleich dem Außen- durchmesser eines Rollenlagers einer durch das Durchgangsloch verlaufenden Triebwelle.
In anderen Worten bedeutet dies, dass die beiden Lagerflächen unmittelbar an das Durchgangsloch der Schwenkwiege grenzen. Dies ist vorteilhaft, da der Lagerabstand DL ein wichtiger Faktor ist, um die Steifigkeit einer Schwenkwiege zu erhöhen. Dies trägt dazu bei, dass die Spalthöhen, die zwischen einer Lagerschale und einer Lagerfläche auftreten, so klein wie möglich gehalten werden. Da unter Last eine Verformung der Schwenkwiege nicht verhindert werden kann, muss die Größe einer Spalthöhe so klein wie möglich gehalten werden. Die Spalthöhe sorgt nämlich für entsprechend hohe Leckagewerte, die gleichbedeutend mit einem Leistungsverlust der Pumpe sind. Dies ergibt sich daraus, dass die Leckagewerte aus der Hochdruckseite der Pumpe gespeist werden. Der kleinstmögliche Abstand der beiden Lagerflächen ergibt sich demnach wenn diese direkt an das Durchgangsloch angrenzen. Dies entspricht dem Außendurchmesser eines Rollenlagers einer durch das Durchgangsloch verlaufenden Triebwelle der Axialkolbenmaschine.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform sind in mindestens einem der zwei Lagerbereiche zwischen Lagerfläche und Lagerschale die Lagerfläche und/oder die Lagerschale mit zwei voneinander unabhängigen Nuten versehen. Bei einer Gesamtbetrachtung weist die Schwenkwiegenlagerung also mindestens drei Nuten auf.
Diese Anordnung hilft dabei, eine radial wirkende Stellkraft Fsteii auszugleichen. Eine radiale Bewegung der Schwenkwiege innerhalb eines Lagerspiels wird automatisch durch den Spalthöhenunterschied zwischen der Lagerschale und der Lagerfläche vermindert.
Vorteilhafterweise weist diese Ausführungsform für jede der zwei voneinander unabhängigen Nuten in mindestens einem der mehreren Lagerbereiche separate oder eigene Verbindungen zu einer Druckflüssigkeit auf, um bei einem Stellvorgang der Schwenkwiege eine für die jeweilige Nut spezifische hydrostatische Entlastung zu erlangen. Die spezifische Entlastung der Nut wird vorteilhafterweise mit Hilfe einer durch eine Düse strömenden Flüssigkeit erreicht, wobei die Flüssigkeit von der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine zugeführt wird.
Ferner vorteilhaft bei der dieser Ausführungsform ist, wenn die zwei voneinander unabhängigen Nuten in der Lagerfläche der Schwenkwiege mit einer durch die Schwenkwiege verlaufenden Flüssigkeitsverbindung verbunden sind. Ferner um- fasst die Flüssigkeitsverbindung eine weitere Verbindung mit der Außenseite der Lagerfläche der Schwenkwiege, die in einen Bereich angeordnet ist, der in einer Leerlaufposition der Schwenkwiege mit einem Flüssigkeitszulauf von einer Hochdruckseite einer Axialkolbenmaschine durch die Lagerschale im Wesentlichen fluchtet.
Hierbei erfolgt die Druckversorgung der Nuten, die voneinander unabhängig ausgebildet sind, über direkt in der Schwenkwiege eingebrachte Kanäle. Vorzugsweise ist für jede der separaten Nuten auch eine zugehörige Düse in den Kanälen angeordnet. Die weitere Verbindung zu der Außenseite der Lagerfläche der Schwenkwiege erstreckt sich von einem Kanal, der die beiden Düsen verbindet, zur Außenseite. Im Ergebnis ergibt sich eine im Wesentlichen T-förmige Leitung, wobei an zwei Enden die Nuten angeordnet sind und an dem Dritten Ende sich die Außenseite der Lagerfläche befindet. Weiter bevorzugt fluchtet der Kanal, der zur Außenseite der Lagerfläche führt in einer Leerlaufposition der Schwenkwiege, d.h. in einer Position in der eine Axialkolbenmaschine keine Flüssigkeit pumpt, mit einer Flüssigkeitszufuhr von einer Hochdruckseite, die durch die Lagerschale führt. Weiter bevorzugt werden die beiden verschiedenen Nuten mit verschiedenen Drücken versorgt.
In einer weiteren Ausführungsform ist zwischen einer Lagerfläche und einer zugehörigen Lagerschale ein sich in Richtung des Durchgangslochs aufweitender Spalt vorhanden. Dies ist eine Möglichkeit die bei hydrostatischer Entlastung auftretenden Leckageverluste auf ein niedriges Niveau zu führen. lm unbelasteten oder gering belasteten Zustand der Schwenkwiege entsteht hiermit ein Spalt, der jedoch bei dem hierbei herrschenden vergleichsweise niedrigen Drücken nur eine geringe Vergrößerung der absoluten Leckageverluste hervorruft.
Wenn jedoch eine Last auf die Schwenkwiege einwirkt, wird diese sich verformen, bis der ursprüngliche Spalt aufgebraucht ist. Dann ergibt sich je nach Druck ein Spalt mit einem sehr geringen bis einem nahezu verschwindenden Ausmaß, sodass sich ungeachtet der vergleichsweise hohen Drücke nur geringe Leckageverluste ergeben. In Summe führt dies zu einer deutlichen Verringerung der Leckageverluste bei der hydrostatischen Lagerung der Schwenkwiege.
Der sich in Richtung des Durchgangslochs aufweitende Spalt kann durch eine Abschrägung der jeweiligen Lagerschalen und/oder eine Abschrägung eines Gehäuseabschnitts, auf dem die jeweilige Lagerschale angeordnet ist, vorgesehen sein.
Darüber hinaus ist es möglich, dass der Spalt sich durch eine Abschrägung der Lagerfläche ergibt.
Vorteilhafterweise ist es zudem möglich, dass mindestens eine der vorhandenen Nuten treppenförmig ausgestaltet ist, also mindestens zwei verschiedene Tiefenniveaus aufweist. Diese Ausführung ist vorteilhaft hinsichtlich einer geringeren lokalen Verformung der Schwenkwiege im Bereich der Nut, da diese seitlich mit hohem Druck belastet ist.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform umfasst mindestens eine der vorhandenen Nuten mehrere parallel verlaufende Unternuten und eine diese verbindende quer verlaufende Unternut. Vorteilhaft an dieser Umsetzung ist, dass zwischen den mehreren Unternuten zusätzliche Kontaktflächen gegen die Lagerschale vorhanden sind.
Die Erfindung umfasst ferner eine Axialkolbenmaschine mit einer Schwenkwiegenlagerung nach einer der vorhergehenden Ansprüche. Darüber hinaus umfasst die Erfindung eine Axialkolbenmaschine mit einer Schwenkwiegenlagerung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Kolben der Axialkolbenmaschine als Vollkolben ausgebildet sind. Dies bedingt den Vorteil, dass ein eventuell auftretendes Lagerspiel zwischen Lagerschale und Lagerfläche vermindert wird, sodass eine besonders effektive Lagerung der Schwenkwiege erreicht wird.
Im Folgenden wird eine detaillierte Beschreibung der vorliegenden Erfindung anhand von in den Zeichnungen illustrierten Ausführungsformen vorgenommen. Hierbei zeigt:
Fig. 1 : einen Schnitt durch eine Axialkolbenmaschine mit einer erfindungsgemäßen Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 2: eine weitere Schnittansicht durch eine Axialkolbenmaschine mit der erfindungsgemäßen Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 3: eine weitere Schnittansicht durch eine Axialkolbenmaschine mit einer erfindungsgemäßen Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 4: eine Teilschnittansicht durch eine Axialkolbenmaschine, in dem eine
Schwenkwiege in einem ausgelenkten Zustand zu sehen ist,
Fig. 5: ein Prinzipbild der erfindungsgemäßen Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 6: zwei Prinzipbilder, die den Einfluss der Stellkraft und das Lagerspiel darstellen,
Fig. 7: zeigt eine Ansicht einer Schwenkwiege, in der die Position einer Axialkraft einer Axialkolbenmaschine angegeben ist,
Fig. 8: zeigt eine Teilschnittansicht einer Ausführungsform der Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 9: zeigt eine Teilschnittansicht einer Ausführungsform der Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 10: ist eine Prinzipskizze, die die Schwenkwiegenlagerung und die hierbei auftretenden Leckageverluste illustriert,
Fig. 11 : eine weitere Ausführungsform der Schwenkwiegenlagerung, Fig. 12: eine weitere Form der Schwenkwiegenlagerung,
Fig. 13: verschiedene Seitenansichten der Schwenkwiege, bei der eine Nut trep- penförmig ausgebildet ist,
Fig. 14: eine erfindungsgemäße Schwenkwiege in einer Perspektivansicht,
Fig. 15: eine weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Schwenkwiege in einer Perspektivansicht, und
Fig. 16: zwei Axialkolbenmaschinen, einmal mit Hohlkolben und einmal mit Vollkolben.
Fig. 1 zeigt eine Schnittansicht einer Axialkolbenmaschine 2 mit einer erfindungsgemäßen Schwenkwiegenlagerung 1. Mit dem Bezugszeichen 6 ist die Triebwelle der Axialkolbenmaschine 2 bezeichnet, mit der die Zylinderbuchsen 14 und die darin aufgenommenen Zylinderkolben 13 fest verbunden sind. Bei einer Drehung der Triebwelle 6 werden demnach auch die daran fest angeordneten Zylinder gedreht. Der Hub der Zylinderkolben 13 richtet sich bei einer solchen Umdrehung je nach Stellung der Schwenkwiege 4. In einem Leerlaufzustand der Axialkolbenmaschine findet kein Axialhub der Zylinderkolben 13 bei einer vollständigen Umdrehung der Triebwelle 6 statt. In einem Leerlaufbetrieb bildet die den Zylindern zugewandte Fläche der Schwenkwiege eine Lagerfläche auf einer Ebene, die im Wesentlichen durch einen zur Längsrichtung der Triebwelle parallelen Normalenvektor gekennzeichnet ist.
Demnach wird hierbei auch keine Flüssigkeit in den Zylinder eingesaugt und ausgestoßen. Erst eine Schrägstellung der Schwenkwiege 4 führt dazu, dass der Zylinderkolben 13 bei einer Umdrehung eine Hubbewegung ausführt. Hierbei entsteht eine Saugbewegung für eine Flüssigkeit in den Zylinder über eine Anschlussseite des Zylinders A, B, wenn der Zylinderkolben 13 sich aus der Zylinderbuchse 14 bewegt. Bei einer entgegengesetzten Bewegung des Zylinderkolbens 13 in die Zylinderbuchse 14 hinein wird die in dem Zylinder angesaugte Flüssigkeit in Richtung der entsprechenden Anschlussstelle A, B herausgedrückt. Hierbei lässt sich der Axialhub des Zylinderkolbens 13 über eine Stellung der Schwenkwiege 4 regeln. Die Axialkraft FA, die bei diesem Vorgang aus der Axialkolbenmaschine resultiert und beim Zurückdrängen eines Zylinderkolbens 13 in die Zylinderbuchse 14 auf die Schwenkwiege 4 wirkt, presst die Schwenkwiege 4 gegen die Lagerschale 8. Diese Anpresskraft, die zwischen der Lagerschale und der Schwenkwiege 4 entsteht, ist hydrostatisch entlastet, um die im dortigen Zwischenraum bestehende mechanische Reibung weitestgehend zu eliminieren. Dadurch wird das Kippen der Schwenkwiege 4 durch das Verstellsystem 15 hysteresisfrei möglich und der Verschleiß an den Lagerschalen 8, der durch eine Reibung der Lagerflächen 7 der Schwenkwiege 4 hervorgerufen wird, auf ein Minimum reduziert oder vollständig vermieden.
Die hydrostatische Lagerung (hydrostatische Entlastung) erfolgt über den Aufbau eines Druckfeldes zwischen der Lagerschale 8 und der Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4. Hierfür ist in der Schwenkwiege 4 für jede der beiden zu lagernden Lagerflächen 8 eine Nut 9 vorhanden, die mit der Hochdruckseite PH der Axialkolbenmaschine 2 über einen Kanal 16 in Verbindung steht. Hierdurch wird ein später näher spezifiziertes Druckfeld aufgebaut, dessen Wirkungskraft durch die Größe und Form der Nut 9 bestimmt ist.
Die Wirkungskraft des in der Nut 9 wirkenden Druckfelds sollte jedoch groß genug sein, um die Axialkraft FA der Axialkolbenmaschine vollständig entlasten zu können. Hierzu ist die Nut 9 derart ausgelegt, dass sich dort ein durch den dortigen Flüssigkeitsdruck aufbauendes Druckfeld eine gewünschte Wirkungskraft mit einem Druck Pwi leicht geringer als der Systemdruck der Axialkolbenmaschine auf der Hochdruckseite PH einstellt.
Ferner erkennt man in der Fig. 1 das Durchgangsloch 5, in dem die Triebwelle 6 durchgeführt ist.
Fig. 2 zeigt eine entlang der Geraden A-A in Fig. 1 angedeutete Schnittansicht, bei der die Verschwenkbarkeit der Schwenkwiege in der dafür vorgesehenen Lagerschale 8, die in dem Gehäuse 3 angeordnet ist, besser verständlich ist. Man erkennt, dass die in dieser Schnittansicht halbkreisförmig ausgebildete Lagerschale 8 und die darin aufgenommene Schwenkwiege 4 ihre Position relativ zur Lagerschale 8 ändern kann, wodurch der Axialhub der entsprechenden Zylinder eingestellt werden kann. Ferner erkennt man, dass eine in die Schwenkwiege, bzw. in die Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4 eingebrachte Nut 9 mit der Lagerschale 8 einen Hohlraum bildet, der über einen Kanal 16 mit einer Anschlussseite A in Verbindung steht. Dadurch wird sichergestellt, dass die zur hydrostatischen Entlastung notwendige unter Druck stehende Flüssigleit über die Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 zugeführt werden kann.
Da die Anschlussseite A der Axialkolbenmaschine 2 jedoch nicht zwingenderweise mit der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 übereinstimmen muss, da die Hochdruckseite je nach Stellung der Schwenkwiege 4 gewechselt werden kann, wird über ein System 10 zur Verbindung mit der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine (Anschlussstelle A oder Anschlussstelle B) die Flüssigkeit mit dem entsprechend hohen Druck zugeführt.
Fig. 3 zeigt hierbei in einem in Fig. 2 angedeutetem Schnitt durch B-B einen Teil des Systems, dass die zwei Nuten 9 über jeweilige Kanäle 16 mit einer Flüssigkeit von der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 (Anschlussstelle A oder Anschlussstelle B) versorgt. Hierbei sieht man die beiden Anschlussstellen A, B die jeweils über ein Rückschlagventil 101 , 102 eine Verbindung zu einer entsprechenden Nut (nicht in Fig. 3 dargestellt) herstellen. Die Nut ist in der Zeichnung nicht dargestellt und liegt außerhalb der Bildebene. Darüber hinaus erkennt man eine Verbindungsdüse 105, die stromabwärts der Rückschlagventile 101, 102 die jeweiligen Verbindungen von Rückschlagventil und Nut 9 miteinander verbindet. Die in dieser Verbindungsleitung angeordnete Verbindungsdüse 105 sorgt für einen gewissen Druckunterschied, sodass auf die beiden Nuten 9 bzw. auf die beiden Schwenkwiegen unterschiedliche Drücke wirken.
In Fig. 4 ist eine Teilansicht der Fig. 2 zu sehen, die zeigt, dass der Umschlin- gungswinkel ß ein gewisses Maß überschreiten muss, um genug Druckfeldfläche zu haben, um damit eine gute Abstützung und Zentrierung auch noch bei einer ma- ximalen Auslenkung der Schwenkwiege α zu gewährleisten. Bei dieser Schrägstellung der Schwenkwiege um den Winkel α erkennt man auch den Axialhub gut, den die Zylinderköpfe 13a, 13b und 13c ausführen. Auch erkennt man, dass auch bei einer maximalen Auslenkung um den Winkel α die Nut 9 der Schwenkwiege 4 einen Hohlraum mit der Lagerschale 8 bildet, der bei jedem Schwenkwinkel α über einen Kanal 16 bzw. ein System 10 zur Verbindung des durch die Nut 9 gebildeten Hohlraums mit einer Flüssigkeit der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 in Verbindung steht. Dadurch wird sichergestellt, dass auch bei einem maximalen Schwenkwinkel α die hydrostatische Lagerung der Schwenkwiege 4 durchgeführt werden kann.
Fig. 5 zeigt ein Prinzipbild des Systems 10, mit dem die Nuten 9 mit einer Flüssigkeit zur Erzeugung der hydrostatischen Lagerung versorgt werden. Die hierbei aufgezeigten Bauteile finden sich teilweise bereits in der Beschreibung zu Fig. 3.
Für das Verständnis der vorliegenden Erfindung ist es wichtig zu erkennen, dass die Axialkraft FA , die durch die Hubbewegung der Kolben auf die Schwenkwiege wirkt, bei einer zur Leerlaufposition verschiedenen Position von der Mitte des Durchgangslochs 5 versetzt ist. Fig. 5 zeigt dies anhand des von der Mitte des Durchgangslochs 5 versetzten schwarzen durchgehenden Pfeils, der die Axialkraft FA und seine Position angibt. Daher resultiert die Notwendigkeit, dass die zwei Lagerschalen 8 nicht die gleiche Abstützkraft durch die hydrostatische Entlastung erhalten.
Die an der Niederdruckseite liegende Lagerschale (die Lagerschale, auf die weniger Kraft durch die Bewegung der Kolben wirkt) ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel nur mit der Hälfte der Kraft belastet, als die hochdruckseitige Lagerschale 8. Dies wird in der Fig. 5 durch die verschieden großen Kraftvektoren Pw2 und Pwi visuell dargestellt. Dadurch baut sich ein geringerer Wiegendruck Pw2 als Pwi auf, der auch eine jeweils daran angepasste hydrostatische Entlastung mit einem entsprechenden Gegendruck erfordert. Ein anderes Verhältnis der Kraftvertei- lung der beiden Drücke Pwi und Pw2 wie beispielsweise 1 :2, 1 :3, 1 :4, 2:3, 2:5, 3:4 oder 3:5 kann ebenso umgesetzt werden.
Damit der Druck PW2 größer als der Druck PN der Niederdruckseite der Kolbenmaschine ist, muss auch diese Seite über die Hochdruckseite PH der Kolbenmaschine 2 versorgt werden.
Die entsprechenden Drücke zur hydrostatischen Lagerung werden über Düsen 103, 104, 105 durch einen Leckageverlust, der zwischen der Schwenkwiege und der Lagerschale ins Gehäuse abfließt, erzeugt. So wird beispielsweise der notwendige Druck PWi aus der Hochdruckseite PH der Kolbenmaschine 2 über einen Druckabfall an der Düse 104 erzeugt.
Da der Druckabfall zwischen der Hochdruckseite PH und dem notwendigen Druck Pw2 auf der niederdruckseitigen Lagerschale 8 größer sein muss, als der zwischen der Hochdruckseite PH und Pw1 (hochdruckseitige Lagerschale 8), sollte der Leckageverlust, der bei der Erzeugung von Pw2 anfällt, größer sein als der, der bei Pwi anfällt. Da jedoch der Druckwert größer als PN von der Niederdruckseite ist, ist in dem System 10 eine zusätzliche Verbindungsdüse 105 vorgesehen, sodass eine Verbindung von der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine nun über zwei Düsen 103, 105 erfolgt, sodass der Druck, der auf die niederdruckseitige Lagerschale 8 wirkt, geringer ist als der Druck auf die hochdruckseitige Lagerschale 8.
Da der Wiegendruck Pw2, der sich an der Niederdruckseite aufbaut, auf einem höheren Wert als der Niederdruck PN der Axialkolbenmaschine liegt, muss verhindert werden, dass hierbei ein Fluid zur Niederdruckseite zurückströmt. Um dies zu verhindern, ist auf der Niederdruckseite ebenfalls ein Rückschlagventil 101 eingebaut. Da bei einer Axialkolbenmaschine die Niederdruckseite von der Anschlussstelle A zu der Anschlussstelle B je nach Stellung der Schwenkwiege 4 wechseln kann, ist in dem System 10 ein weiteres Rückschlagventil 102 notwendig, damit auch bei einem Wechsel von Niederdruck- und Hochdruckseite kein Fluid auf die Nieder- druckseite strömt. Insgesamt erhält man somit einen symmetrischen Aufbau der Systems 10, das die Nuten mit unter Druck stehender Flüssigkeit versorgt.
Fig. 6 zeigt das Zusammenspiel zwischen Schwenkwiege 4 und Lagerschale 8 sowie die Auswirkungen der Axialkraft FA, die nicht mittig zum Durchgangsloch 5 der Schwenkwiege 4 angeordnet ist. Die linke Zeichnung zeigt bei einer versetzten Axialkraft FA beispielhaft die hierfür optimale Lagerkraft, die um einen Winkel γ aus der Symmetrieachse der Schwenkwiege 4 versetzt ist. Die rechte Zeichnung der Fig. 6 zeigt darüber hinaus, dass das nicht symmetrische Auftreffen der Kraft FA die Schwenkwiege 4 innerhalb der Lagerschale 8 derart verrückt, dass ein entlang der Lagerschale 8 variierendes Lagerspiel e auftritt, das durch die beispielhaft illustrierten Werte S1 und S2 des Lagerspiels e dargestellt wird. Ferner wird auch der nicht symmetrische Verlauf des Druckfelds, der von der Schwenkwiege 4 über die Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4 auf die Lagerschale 8 gegeben wird, gezeigt. Eine mittig in der Symmetrieachse der Lagerschale 8 angeordnete Zufuhr einer Flüssigkeit zur hydrostatischen Entlastung kann den asymmetrischen zur Symmetrieachse der Lageschale 8 auftretenden Druckfeldverlauf nicht in optimaler Weise kompensieren.
Fig. 7 zeigt eine perspektivische Ansicht einer Schwenkwiege, in der die durch die Kolben hervorgerufene Axialkraft FA bei einer bestimmten Schwenkung der Schwenkwiege 4 eingezeichnet ist. Man sieht, dass die Axialkraft FA aus der Symmetrieachse bzw. der Mitte des Durchgangslochs 5 versetzt ist und näher an einer der beiden Lagerschalen angeordnet ist.
Fig. 8 zeigt eine vorteilhafte Gegenmaßnahme, um die Axialkraft FA, die auf die Schwenkwiege 4 wirkt, möglichst wirkungsvoll hydrostatisch zu entlasten. Hierbei sind zwei voneinander unabhängig gebildete Nuten 9a, 9b in der zur Lagerschale zugewandten Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4 vorhanden. Die Nuten 9a, 9b sind so angeordnet, dass sie jeweils mit einer Flüssigkeitszufuhr von der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 in Verbindung stehen. Diese Flüssigkeitszufuhr wird über die Lagerschale 8 in den durch die Nut 9a, 9b mit der Lagerschale 8 gebilde- ten Hohlraum zugeführt. Aufgrund verschiedener Düsen 104a, 104b für jede Nut 9a, 9b ist es möglich, verschiedene Druckkräfte an den Nuten 9a, 9b wirken zu lassen, die das Ziel haben, die Axialkraft FA möglichst wirkungsvoll zu eliminieren. Hier ist es beispielsweise möglich, dass diejenige Nut 9a, die auf einer Seite mit einem geringen Lagerspiel S2 positioniert ist, also auf einer Seite mit einer größeren Krafteinwirkung FA liegt, mit einem größeren Gegendruck Pw' beaufschlagt wird, als die Nut 9b, auf deren Seite der durch FA hervorgerufene Druck geringer ist. Auf der mit einem kleineren Druck beaufschlagten Seite wird dementsprechend über die Düse 104b ein geringerer Gegendruck Pw" eingestellt. Die sich daraus ergebende resultierende Lagerkraft, die durch eine Überlagerung der beiden durch die hydrostatische Entlastung hervorgerufenen Kräfte Pw' und Pw" ergibt, ist im Optimalfall um den Winkel γ aus der Symmetrieachse der Lagerschale bzw. der Schwenkwiege 4 versetzt und steht dem durch die Axialkraft FA hervorgerufenen Druckfeld in optimaler Weise entgegen.
Fig. 9 zeigt eine weitere Ausführungsform mit der die resultierende Lagerkraft um einen Winkel γ versetzt werden kann, obwohl die Zuführleitung der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 mittig zur Symmetrieachse der Lagerschale 8 angeordnet ist. Das heißt, die Zuführleitung ist orthogonal zur Schwenkwiegenoberfläche, auf der die Axialkolben einwirken, sofern sich die Axialkolbenmaschine in einem Leerlaufzustand befindet. Hierbei erkennt man, dass die Schwenkwiege 4 mit einem Leitungssystem 11 versehen ist, das die voneinander unabhängigen Nuten 9a, 9b mit Flüssigkeit versorgt. Um verschiedene Drücke in den unterschiedlichen Nutbereichen hervorzurufen, sind entsprechende Düsen 111 , 112 in den Zuleitungen zu den jeweiligen Nuten 9a, 9b vorgesehen. An der zu den Nuten 9a, 9b abgewandten Seite der Düsen 111 , 112 erstreckt sich eine weitere Verbindung 12 zur Lagerfläche 7 der Schwenkwiege. In einem Leerlaufbetrieb der Axialkolbenmaschine fluchtet diese Verbindung 12 mit der Zuleitung, die sich durch die Lagerschale 8 von der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 2 erstreckt. Somit sind die in Fig. 8 beschriebenen Vorteile auch mit nur einer Zuleitung durch die Lagerschale erreichbar, da die verschiedenen Lagerkräfte bzw. die unterschiedlichen auf die Nutbereiche 9a, 9b wirkenden Drücke Pw' und Pw" durch das in der Schwenkwiege verlaufende Kanalsystem 11 und die zugehörigen Düsen 111 , 1 12 erreicht werden können.
Fig. 10 zeigt eine Prinzipskizze, die die Leckageverluste bei einer hydrostatischen Lagerung des Schwenkwiegeunterlasses angibt. Ein wichtiger Punkt bei der hydrostatischen Schwenklagerung ist die Erreichung einer hohen Steifigkeit der Schwenkwiege 4. Die unerwünschte aber nicht völlig vermeidbare Verformung der Schwenkwiege 4 unter der Axialkraft FA ist beispielhaft in der Fig. 10 dargestellt. Je größer eine der Spalthöhen 21 , 22 ist, umso größer sind die entsprechenden Leckagewerte QLi und QL2, die eine gewisse Menge einer von der Hochdruckseite zugeführten Flüssigkeit angeben, die in das Gehäuse abfließt. Die Summe der Leckagewerte QLi und QL2 wird aus der Hochdruckseite der Pumpe entnommen und stellt dementsprechend einen Leistungsverlust der Pumpe dar. Um diese Verluste so gering wie möglich zu halten, müssen die Spalthöhen 21 , 22 so klein wie möglich ausgeführt werden. Hierbei ist es von Vorteil, dass die Schwenkwiege 4 besonders steif gestaltet wird.
Außer der Dicke der Schwenkwiege 4 ist der in Fig. 1 eingezeichnete Lagerabstand DL ein wichtiger Faktor, um die Steifigkeit zu erhöhen. Vorteilhaft ist es, wenn der Abstand DL SO gering wie möglich ist. Der kleinstmögliche Abstand entspricht dem Außendurchmesser eines Rollenlagers, das deswegen ohne Innenring ausgewählt ist. Die Wälzkörper des Lagers laufen direkt auf der Triebwelle 6 der Axialkolbenmaschine.
Um die in Fig. 10 beispielhaft dargestellten Leckageverluste weiter zu verringern und um somit die hydrostatische Lagerung noch effektiver zu gestalten, ist es möglich, bei einem sich in Richtung des Durchgangslochs 5 aufweitenden Spalt ψ eine Abschrägung der jeweiligen Lagerschalen 8 und/oder eine Abschrägung eines Gehäuseabschnitts, auf dem die jeweilige Lagerfläche 7 angeordnet ist, vorzusehen.
Eine solche Ausführungsform wird in Fig. 1 1 dargestellt. Hierbei wird eine vergrößerte Ansicht der Schwenkwiegenlagerung gezeigt, in der ein sich in Richtung des Durchgangslochs aufweitender Spalt ψ zwischen dem Gehäuse 3 und der Lagerschale 8 vorhanden ist.
Fig. 12 zeigt einen ähnlichen Bereich wie Fig. 11 , jedoch ist hierbei der sich in Richtung des Durchgangslochs aufweitende Spalt ψ durch eine Abschrägung der Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4 gebildet, wodurch ein Spalt zwischen Lagerfläche 7 und Lagerschale 8 entsteht. In diesen beiden Ausführungsformen werden die Leckageverluste QLi und QL2 auf ein niedriges Niveau abgesenkt.
Im unbelasteten Zustand der Schwenkwiege existiert nun ein Spalt mit einem Winkel ψ, der sich in Richtung zum Durchgangsloch 5 der Schwenkwiege 4 aufweitet. Im unbelasteten Zustand der Schwenkwiege herrschen vergleichsweise niedrige Drücke, wodurch das Vorsehen eines Spalts zu einer geringeren Vergrößerung der Absolutwerte der Leckageverluste führt. Wenn jedoch eine Last auf die Schwenkwiege 4 einwirkt, wird sich diese verformen bis der ursprüngliche Spalt mit dem Neigungswinkel ψ aufgebraucht ist. Dies hat zur Folge, dass sich dann je nach Druck ein Spalt mit einem sehr geringen bis einem nahezu verschwindenden Ausmaß bildet, sodass ungeachtet der vergleichsweise hohen Drücke ein sehr geringer Leckageverlust entsteht.
Dies führt in einer Gesamtbetrachtung zu einer deutlichen Verringerung der Leckageverluste. Hierbei ist es zum Erreichen der vorteilhaft verringerten Leckageverluste von untergeordneter Bedeutung, ob der Spalt zwischen Lagerfläche 7 und Lagerschale 8 durch ein Abschrägen der Lagerfläche 7 oder ein Abschrägen der Lagerfläche 8 oder sogar durch ein Abschrägen der Lagerfläche 7 und der Lagerfläche 8 hervorgerufen wird. Auch ist es möglich, dass das Gehäuse 3 in einen Bereich abgeschrägt wird, auf dem sich die Lagerschale 8 befindet. Der Spalt entsteht dann hierbei zwischen dem Gehäuse und der Lagerschale und wird bei einem Verformen der Schwenkwiege 4 in Richtung der abgeschrägten Gehäusefläche verringert. Fig. 13 zeigt eine weitere Ausführungsform der Schwenkwiege 4 in der die Nut 9 treppenförmig ausgebildet ist. Die treppenförmige Ausgestaltung der Nut 9 führt zu einer größeren Materialdicke der Schwenkwiege 4 und ist vorteilhaft hinsichtlich einer geringeren lokalen Verformung der Schwenkwiege 4 im Bereich der Nut 9, da diese seitlich mit einer unter hohem Druck stehenden Flüssigkeit belastet ist.
Fig. 14 zeigt eine Perspektivansicht der Schwenkwiege 4 bei der die Nut 9 direkt in einem Rohteil der Schwenkwiege 4 vorhanden ist.
Fig. 15 zeigt erneut eine Perspektivansicht der Schwenkwiege nach einer weiteren Ausführungsform sowie einen vergrößerten Teil der Schwenkwiege, der die Nut in einer etwas vergrößerten Darstellung wiedergibt. Bei dieser Ausgestaltung der Nut 9 sind mehrere kleine vorzugsweise parallel verlaufenden Unternuten 91 vorhanden, die mittels einer dazu querverlaufenden Unternut 92 mit Druck versorgt werden können. Die mehreren parallel verlaufenden Unternuten 91 sind voneinander beabstandet und werden mit der zu ihnen querverlaufenden Unternut 92 in einem von einer Lagerschale 8 aufgenommenen Zustand so verbunden, dass Flüssigkeiten zwischen ihnen strömen kann. Vorteilhaft daran ist, dass zwischen den Unternuten 91 , 92 zusätzliche Kontaktflächen gegen die Lagerschale 8 vorhanden sind. Diese besondere Ausgestaltung der Nuten ist mit jeder offenbarten Ausführungsform der Schwenkwiege und/oder der Schwenkwiegenlagerung kombinierbar.
Die Erfindung umfasst ferner eine Axialkolbenmaschine mit einer der vorstehend beschriebenen Schwenkwiegenlagerungen.
Darüber hinaus ist es für die Schwenkwiegenlagerung nach einer der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen zusätzlich von Vorteil, wenn die Axialkolbenmaschine 2 anstelle der im Stand der Technik üblichen Hohlkolben (vgl. Fig. 16a) mit Vollkolben, wie sie in Fig. 16b dargestellt sind, betrieben wird. Hierbei verringert sich das Lagerspiel e zwischen der Lagerschale 8 und der Lagerfläche 7 der Schwenkwiege 4, wodurch der konstruktive Mehraufwand zum Versetzen der Lagerkraft FL nicht notwendigerweise durchgeführt werden muss. Die Schwenkwiege 4 kann aus einem Nitrierstahl hergestellt werden, um die notwendigen Zugfestigkeiten zu erreichen. Die Umformung geschieht per Schmieden. Wenn jedoch die Schwenkwiegeabmessungen so groß sind, dass ein Schmieden des Rohteils nicht durchgeführt werden kann, ist eine Alternative die Verwendung eines Sphäroguss oder die Verwendung entsprechend nitrierbar Werkstoffe möglich. Das bearbeitete Bauteil wird nitriert oder nitrocarburiert, wobei andere Verfahren zur Steigerung der Oberflächenhärte, wie beispielsweise ein Einsatzhärten zu inkludieren sind. Um zu vermeiden, dass eine abrasive Schicht die Lebensdauer des Systems der Schwenkwiegenlagerung verkürzt, wird die Verbindungsschicht nach dem Nitrieren entfernt oder poliert. Der Härteunterschied zwischen der Wiegenoberfläche (Lagerfläche 7) und dem Gleitlager (Lagerschale 8) soll mindestens Faktor 4 betragen, um eine verschleißfreie Funktion zu gewährleisten. Typischerweise werden für die Lagerschalen 8 Messinglegierungen eingesetzt.

Claims

Patentansprüche
1. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2), umfassend:
ein Gehäuse (3),
eine Schwenkwiege (4), die in dem Gehäuse (3) angeordnet ist und ein Durchgangsloch (5) für eine Triebwelle (6) aufweist, wobei an zwei sich gegenüberliegenden Seiten zu dem Durchgangsloch (5) jeweils eine Lagerfläche (7) ausgebildet ist, und
zwei Lagerschalen (8) in dem Gehäuse (3) zur schwenkbaren Lagerung der entsprechenden Lagerflächen (7) der Schwenkwiege (4),
dadurch gekennzeichnet, dass
die zwei Lagerflächen (7) der Schwenkwiege (4) hydrostatisch in den zwei Lagerschalen (8) gelagert sind, und
in einem Lagerbereich zwischen Lagerfläche (7) und Lagerschale (8) die zwei Lagerflächen (7) und/oder die beiden Lagerschalen (8) jeweils eine Nut (9) aufweisen.
2. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 1 , wobei
ein durch die jeweilige Nut (9) gebildeter Hohlraum mit einer Flüssigkeit von einer Hochdruckseite einer Axialkolbenmaschine (2) in Verbindung steht, um die jeweilige Lagerschale (8) mit einem bestimmten Druck hydrostatisch zu entlasten.
3. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei ein Umschlingungswinkel (ß) der zwei Lagerschalen (8) etwa 150°, vorzugsweise etwa 165°, und besonders bevorzugt etwa 180° beträgt.
4. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 2, wobei die Verbindung der zwei Nuten (9) mit einer Flüssigkeit durch ein System (10) erfolgt, das umfasst:
ein erstes Rückschlagventil (101), das mit einer ersten Anschlussseite (A) der
Axialkolbenmaschine (2) verbunden ist und einen Rückfluss in Richtung der ersten Anschlussseite (A) verhindert,
ein zweites Rückschlagventil (102), das mit einer zweiten Anschlussseite (B) der Axialkolbenmaschine (2) verbunden ist und einen Rückfluss in Richtung der zweiten Anschlussseite (B) verhindert,
eine erste Düse (103), die stromabwärts des ersten Rückschlagventils (101) angeordnet ist und die Flüssigkeit für den durch die erste Nut (9) gebildeten Hohlraum bereitstellt,
eine zweite Düse (104), die stromabwärts des zweiten Rückschlagventils ( 04) angeordnet ist und die Flüssigkeit für den durch die zweite Nut (9) gebildeten Hohlraum bereitstellt, und
eine Verbindungsdüse (105), die einen Punkt zwischen dem ersten Rückschlagventil (101) und der ersten Düse (103) und einen Punkt zwischen dem zweiten Rückschlagventil (102) und der zweiten Düse (104) verbindet.
5. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Abstand der am nächsten zueinander lie- genden Punkte der beiden Lagerflächen (7) etwa dem Außendurchmesser eines Rollenlagers einer durch das Durchgangsloch (5) verlaufenden Triebwelle (6) entspricht.
6. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei in mindestens einem Lagerbereich zwischen Lagerfläche (7) und Lagerschale (8) die Lagerfläche (7) oder die Lagerschale (8) zwei voneinander unabhängige Nuten (9) aufweisen.
7. Schwenkwiegen lagern ng (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 6, wobei die durch die Nuten (9) entstehenden Hohlräume eine jeweils separate Verbindung zu einer Flüssigkeit aufweisen, um bei einem Stellvorgang der Schwenkwiege (4) eine für die jeweilige Nut (9) spezifische hydrostatische Entlastung zu erlangen.
8. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 6, wobei die zwei voneinander unabhängigen Nuten (9) in der Lagerfläche (7) der Schwenkwiege (4) mit einer durch die Schwenkwiege (4) verlaufenden Flüssigkeitsverbindung (11) verbunden sind, wobei die Flüssigkeitsverbindung (11) eine weitere Verbindung (12) mit der Aussenseite der Lagerfläche (7) aufweist, die in einem Bereich angeordnet ist, der in einer Leerlaufposition mit einem Flüssigkeitszulauf (13) von einer Anschlussseite (A, B) einer Axialkolbenmaschine (2) durch die Lagerschale (8) im Wesentlichen fluchtet.
9. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 8, wobei in der durch die Schwenkwiege (4) verlaufenden Flüssigkeitsverbindung (11) zwei Düsen (111 , 112) angeordnet sind, und die weitere Verbindung (12) zu der Aussenseite der Lagerfläche (7) zwischen den Düsen (111 , 112) abgeht.
10. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei zwischen den zwei Lagerflächen (7) und zuge- hörigen Lagerschalen (8) jeweils ein sich in Richtung des Durchgangslochs (5) aufweitender Spalt (ψ) vorhanden ist.
11. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach Anspruch 10, wobei der sich in Richtung des Durchgangslochs (5) aufweitende Spalt durch eine Abschrägung der jeweiligen Lagerschalen (8) und/oder eine Abschrägung eines Gehäuseabschnitts, auf dem die jeweilige Lagerfläche (7) angeordnet ist, vorgesehen ist.
12. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei mindestens eine der vorhandenen Nuten (9) treppenförmig ausgestaltet ist, also mindestens zwei verschiedene Tiefenniveaus aufweist.
13. Schwenkwiegenlagerung (1) einer Axialkolbenmaschine (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei mindestens eine der vorhandenen Nuten (9) mehrere parallel verlaufende Unternuten (91) mit einer diese verbindenden quer verlaufenden Unternut (92) umfasst.
14. Axialkolbenmaschine mit einer Schwenkwiegenlagerung nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
15. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 14, deren Kolben (13) als Vollkolben ausgebildet sind.
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