Regelbarer Hydraulik-Axialkolbemnotor Bekannte regelbare Hydraulik-Axialkolbenmotoren sind durch ihren konstruktiven Aufbau nicht für grosse Drehzahlbereiche bei konstanter Leistungsabgabe ge eignet. Der Hauptgrund hierfür sind die sehr grossen axialen Kolbenkräfte und die hierdurch bedingten Lager belastungen der beweglichen Bauelemente. Die kon struktive Ausbildung der Lagerungen in hydrostatischen Kraft- und Arbeitsmaschinen, zu denen der Hydraulik- Axialkolbenmotor gehört, ist bis heute über Wälz- und hydronamische Gleitlagerungen nicht hinausgekommen.
Diese Lagerungen besitzen einen bestimmten Arbeits uni Lebensdauerbereich, der von der jeweiligen Gleit- geschwindigkeit und Belastung abhängig ist. Mit ihnen ist es nicht möglich, einen Hydraulik-Axialkolbenmotor z. B. dauernd unter Höchstdruck innerhalb eines grossen Drehzahlbereiches arbeiten zu lassen. Die Lebensdauer des Motors würde hierbei sehr stark gemindert. Die auftretenden Reibungskräfte bei niedrigen Drehzahlen schränken ausserdem den Drehzahlbereich bei regel baren Motoren beträchtlich ein und führen zu einer Senkung des mechanischen Wirkungsgrades.
Dieses gilt auch für sogenannte ausgeglichene hydrostatische Lagerungen, denn ein Ausgleich lässt sich niemals voll kommen ausbilden.
Zur Drehzahlregelung wird bei den bekannten Hy- draulik-Axialkolbenmotoren eine Taumel- oder Schräg scheibe durch mechanische Organe verstellt. Hierdurch wird das Hubvolumen der axial angeordneten Druck zylinder und infolgedessen die Drehzahl des Motors, bei konstanter ölmengenzufuhr von der Pumpe, ver ändert. Durch die auf die Taumel- oder Schrägscheibe wirkenden grossen Kolbenkräfte, insbesondere bei Hoch druckmotoren, erfordern mechanische Verstellorgane einen entsprechenden Konstruktionsaufwand. Ausser dem sind derartige Organe für eine genaue und fein fühlige Drehzahlregulierung durch die erforderlichen Verstellkräfte nicht geeignet.
Durch beide genannten Nachteile, die herkömmliche Art der Drehzahlregulie rung und die herkömmlichen Lagerungen, sind also Hydraulik-Axialkolbenmotoren in ihrer Anwendung und Ausnutzung starken Beschränkungen unterworfen. Die Erfindung bezweckt, die Nachteile und Mängel der be kannten Konstruktionen zu beseitigen.
Der erfindungsgemässe Hydraulik-Axialkolbenmotor ist gekennzeichnet durch eine fremdbetätigte - mit der Abtriebswelle des Motors nicht gekoppelte - Ven tilsteuerung und Drehzahlverstellung, gebildet aus einer Steuereinheit mit Ventilen, Steuermotor und zugehöri ger Steuerscheibe, in Verbindung mit Verwendung hy drostatischer Lager zur Lagerung der beweglichen Bau teile des Motors mit selbsttätiger Steuerung des Öl druckes durch Belastung des Motors.
Zur Drehzahlsynchronisierung von zwei oder meh reren Motoren kann auch eine gemeinsame Steuerein heit verwendet werden, indem man diese durch Öl leitungen mit den Motoren verbindet.
Der Steuermotor kann wahlweise ein marktübli cher, regelbarer Hydraulik- oder Elektromotor sein. Die konstruktive Form der Ventile kann zweckent sprechend gewählt werden, z. B. Schieber-, Sitz- oder Kombinationsventil.
Da der regelbare Steuermotor mit nur geringer Lei stung, etwa 1 % der Leistung des zu regelnden Hydrau- likmotors, ausgelegt werden muss, ergeben sich beson dere Vorteile für Genauigkeitsantriebe wie z. B. im Werkzeugmaschinenbau. Wenn die Antriebswelle des Hydraulikmotors beispielsweise so ausgebildet wird, dass sie zur Hauptarbeitsspindel einer Werkzeugma schine wird, so ist der Vorteil in der Möglichkeit der einfachen Realisierung einer Programmsteuerung der Drehzahl unter Last und der Kompaktheit des Systems zu sehen.
Hydrostatische Drucklager zur Aufnahme rotieren der Radial- und Axialkräfte sind an sich bereits bekannt und mit grossem Erfolg in den verschiedensten Ma schinen eingesetzt worden. Werden derartige Lager zweckentsprechend gestaltet, so können die Lagerrei bung und der Verschleiss praktisch ausgeschaltet wer den, da Reibungskoeffizienten von 0,0001 bis 0,000001 erreichbar sind. Die Konstruktion hydrostatischer Drucklager ist verhältnismässig einfach. Betriebssichere Ausführungen für schwankende Lagerkräfte und grosse Drehzahlbereiche müssen jedoch mit einer Steuerung für das zugeführte Drucköl versehen werden.
Bei Kraft- und Arbeitsmaschinen ohne vorhandene Hydraulik fal len entsprechende Kosten zur Betreibung hydrostatischer Drucklager an, weshalb man bisher derartige Lagerun gen auch hauptsächlich bei grösseren Maschinen ein setzte. Da jedoch bei Hydraulik-Axialkolbenmotoren die Hydraulik naturgemäss bereits vorhanden ist, sind sie für den Einsatz von hydrostatischen Drucklagern her vorragend geeignet.
Dieses gilt in besonderem Masse für regelbare Hydraulikmotoren, bei denen bekanntlich die ölschluckmenge konstant bleibt und die für die Lagerstellen des Motors benötigte Ölmenge dieser zugeschlagen werden kann. Der volumetrische Wir kungsgradeines solchen Motors wird durch diese Mass nahme zwar etwas verringert, wodurch jedoch der me chanische Wirkungsgrad durch die fast vollkommene Beseitigung aller Reibungskräfte entsprechend vergrö ssert wird.
Da in hydrostatischen Drucklagern eine me tallische Berührung der aufeinander gleitenden Teile ausgeschlossen wird, tritt praktisch kein Verschleiss ein, wodurch ihr Einsatz allein schon gerechtfertigt wird. Ausserdem besitzen hydrostatische Drucklager eine zehnmal grössere Schwingungsdämpfung als nor male hydronamische Gleitlager und beste Wälzlagerun- gen. Nachfolgend wird anhand der Zeichnung ein Aus führungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes beschrie ben.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt durch den Hydrau- lik-Axialkolbenmotor.
Fig. 2 zeigt einen Querschnitt durch die Taumel scheibe des Motors.
Fig. 3 zeigt eine Seitenansicht mit einem Teil schnitt durch die Ventilsteuerung.
Fig. 4 zeigt einen vergrösserten Ausschnitt aus Fig. 1 mit Teilschnitten durch die Triebwerksteile des Motors unter besonderer Hervorhebung der hydrosta tischen Druckschmierung.
Fig. 5a bis d zeigen die statische Belastung der Taumelscheibe, und Fig. 6a und b zeigen das Hub-Drehzahlverhalten des Motors bei konstanter Leistungsabgabe.
Der Hydraulik-Axialkolbenmotor besteht haupt sächlich aus dem Gehäuse 1, der Abtriebswelle 2, den hydrostatischen Drucklagern 3 und 4 zur Lagerung der Abtriebswelle, der in Zapfen 5 gelagerten Taumel scheibe 6, der Triebscheibe 7 mit Stützring 8 zur Füh rung der kugelförmigen Kolbenstange nköpfe 9, den Kolbenstangen 10 mit Kolben 11 und Druckzylindern 12, den sphärischen Lagern zur Führung der Druck zylinder bestehend aus den Büchsen 13 und den Innen ringen 14, der hydrostatischen Lagerung 15 bis 23 für die Triebscheibe 7 und den Kugelstangenköpfen 9,
dem Rollenlager 24 mit Führung 25 zur Verhinderung des Mitdrehens der Triebscheibe 7, und der Steuerein heit 26 mit den Steuerventilen 27, der Steuerscheibe 28 und dem Steuermotor 29.
Die Abtriebswelle 2 ist vorn in einem konischen hydrostatischen Drucklager 3 gelagert, das zur gleich zeitigen Aufnahme von Axial- und Radialkräften aus gebildet wurde. Durch die konische Form des Lagers wird erreicht, dass die sehr grosse Axialkraft in Rich tung auf das Lager, bestehend aus der Summe der Kolbenkräfte, die Abtriebswelle 2 gegenüber den klei neren Radialkomponenten stets selbständig in der Lager- mitte hält.
Hinten wird die Abtriebswelle 2 in einem hydrostatischen Radialdrucklager 4 geführt. Beide Lager besitzen in den Gleitflächen mehrere Druckkammern und ölabführnuten, entsprechend der Form den Druck kammern 22 und ölabführnuten 23 der Fig. 2 und 4. Die Druckkammern werden mit der Druckölzuführung zum Motor durch Leitungen verbunden, d. h. der sta tische Öldruck in den Druckkammern ist der gleiche wie in den Druckzylindern 12 und entspricht somit der jeweiligen Belastung des Motors.
Hierdurch wird die Lastaufnahmefähigkeit der Lager 3 und 4 durch die Belastung des Motors selbständig gesteuert.
Die Taumelscheibe 6 ist nach Fig. 1 und 2 dreh bar in Zapfen 5 gelagert und dient zur Umwandlung der translatorischen Bewegung der Kolben 11 in eine drehende Bewegung der Abtriebswelle 2. Auf der Tau melscheibe 6 befindet sich die Triebscheibe 7 zur Übertragung der Kolbenkräfte. Die Triebscheibe 7 ist lagerungsmässig das wichtigste und höchstbeanpsruchte Bauelement des Motors.
Sie muss die grossen axialen und radialen Komponenten der Kolbenkräfte reibungs- und verschleissfrei auf die Taumelscheibe 6 übertragen und ausserdem Schwingungen der Ölsäulen in den Druckzylindern 12 dämpfen und von der Übertragung auf die Taumelscheibe fernhalten. Von ihrer konstruk tiven Gestaltung sind Lebensdauer, Drehzahlverstell- barkeit und Geräuschbildung des Motors weitgehend abhängig. Daher wurde die Triebscheibe 7 vollkommen mit hydrostatischen Drucklagern versehen. Das Grund prinzip hydrostatischer Drucklager ist bekannt und nicht mit hydrostatischen Druckausgleichen vergleich bar.
Bei letzteren bleiben immer Restkräfte, die eine Berührung der aufeinander gleitenden Lagerflächen nicht ausschliessen. Bei einem hydrostatischen Druck lager werden jedoch durch den statischen Öldruck der Druckkammern die Gleitflächen voneinander abgeho ben und ausschliesslich durch den Öldruck getragen. Soll jedoch ein derartiges Lager betriebssicher bei Be lastungsänderung arbeiten, so muss der Öldruck im Rhythmus der Belastungsänderung variiert werden, d. h. bei steigender Belastung muss der Öldruck in den Druck kammern im gleichen Verhältnis erhöht werden.
Bei der Ausführung der Triebscheibe 7 wird gemäss der Fig. 2 und 4 der Druck für die Druckkammern 18 der axialen Gleitfläche 17 und für die Druckkammern 22 der radia len Gleitfläche 21 über Bohrungen 16 und 20 den Druck kammern 15, die durch die hohlen Kolbenstangen 10 mit den Druckzylindern 12 verbunden sind, entnom men. Da jedem Druckzylinder 12 eine axiale 18 und radiale Druckkammer 22 in der Triebscheibe 7 zugeord net ist, wird ohne zusätzliche Steuerorgane die Be lastungsaufnahme am gesamten Umfang der Trieb scheibenlagerung, durch den jeweiligen Arbeitsdruck der Druckzylinder 12, automatisch gesteuert.
Damit sich die einzelnen Druckkammern untereinander nicht beeinflussen können, sind sie durch ölabflussnuten 19 und 23 voneinander getrennt. Die ölabflussnuten 19 und 23 voneinander getrennt. Die ölabflussnuten haben gleichzeitig die Aufgabe der schnellen Ölabführung des zwischen den Gleitflächen 17 und 21 hindurchgepressten Öles, zur Verhinderung grösserer Ölerwärmungen bei grossen Gleitgeschwindigkeiten.
Die kugelförmigen Kolbenstangenköpfe 9 und die Druckzylinder 12 sind ebenfalls mit hydrostatischen Drucklagern versehen (Fig. 4). Zur Lagerung der Kol- benstangenköpfe 9 sind in der Triebscheibe 7 Kugel- kalotten eingearbeitet, die mit den Kolbenstangenköp- fen die Druckkammern 15 bilden.
Zur Absicherung gegen ein Hineindrücken der Kolbenstangenköpfe 9 in die Druckkammern 15 werden die Durchmesser der Kolbenstangenköpfe gleich oder etwas grösser als die der Kolben 11 ausgeführt, so dass durch den Differenzdruck die Kolbenstangenköpfe 9 dichtend gegen den Stützring 8 gedrückt werden. Durch diese Lagerung wird die Druckbelastung der Kolbenstangenköpfe praktisch voll kommen aufgehoben und Druckschwingungen der Öl- säule in den Druckzylindern 12 durch das Ölpolster in den Druckkammern 15 gedämpft. Die Druckzylinder 12 sind in sphärischen Lagern pendelnd angeordnet.
Hier durch werden Seitenkräfte auf die Kolben 11 ausgeschal tet und durch die phärischenLager übernommen. Die sphärischen Lager bestehen aus den Büchsen 13 und den Innenringen 14 (Fig. 4). Die Innenringe 14 werden strin- seitig, entgegen dem Rückdruck der Druckzylinder 12, durch den vollen Öldruck des Motors beaufschlagt. Da die Aussendurchmesser der Innenringe 14 gleich oder etwas grösser als die der Kolben 11 sind, werden die auf das sphärische Lager wirkenden Axialkräfte durch den Öldruck statisch ausgeglichen.
Das in Fig. 4 einge zeichnete Spiel zwischen den Büchsen 13 und den Innenringen 14 ist zur Veranschaulichung vergrössert dargestellt.
Die fremdbetätigte Steuerung des Hydraulikmotors ist in Fig. 1 in einem Anordnungsbeispiel dargestellt. Sie besteht aus der Steuereinheit 26, die sich aus den Steuerventilen 27, der Steuerscheibe 28 und dem Steuer motor 29 zusammensetzt.
Die Drehzahlregelung des Hydraulikmotors erfolgt dadurch, dass die Steuerventile 27 durch den Steuer motor 29 und die Steuerscheibe 28 schneller oder lang samer bewegt werden und die Kolben 11 diesem Be wegungsrhythmus folgen müssen. Da das von der Pumpe dem Motor zugeführte Ölvolumen Q pro Zeit einheit nach Fig. 6 konstant bleibt, müssen die Kolben bei Drehzahländerungen ihren Hub H zwangläufig ändern. Bei dieser Hubänderung z.
B. von Hl auf H2 wird die Schräglage der Triebscheibe 7 und infolgedes sen der Einstellwinkel a der drehbar in Zapfen 5 ge lagerten Taumelscheibe 6 von a1 nach a2 geändert. Diese Änderung erfolgt durch die Verlagerung des unteren (U.T.) und des oberen Totpunktes (0.T.) der Kolben infolge Änderung der Zeitkonstante für den Zu- und Ablauf des Drucköles zu den Druckzylindern 12. Wird z.
B. nach Fig. 5d .das Ventil für den Druckkolben K1 in Ölrücklaufstellung länger offengehalten, so entsteht an der Taumelscheibe durch das Übergewicht der Kolben kräfte P4, P;, und P6 ein Drehmoment M,1, das die Taumelscheibe in der eingezeichneten Pfeilrichtung auf einen grösseren Winkel a einstellt.
Unterstützt wird dieser Verstellungsvorgang nach Fig. 5c dadurch, dass auch das Ventil für den Kolben K6 länger offen gehal ten, der Öldruck den Kolben länger beaufschlagt und infolgedessen der obere Totpunkt (0.T.) ebenfalls ver schoben wird. Hieraus ist ersichtlich, dass bei langsamer bewegten Ventilen der Hub H und der Taumelschei- benwinkel a vergrössert und bei schneller bewegten Ventilen verkleinert wird.
Da die Bewegungsgeschwin digkeit der Ventile durch die Drehzahl des Steuermotors 29 bestimmt wird, kann die Abtriebsdrehzahl des Hydraulikmotors durch den Steuermotor geregelt wer den. Analog muss zur Einhaltung einer konstanten Abtriebsdrehzahl der Hub H der Kolben 11 bzw. der Einstellwinkel a der Taumelscheibe 6 konstant gehal- ten werden. Hierzu müssen nach Fig. 5a bis d die auf die drehbar in Zapfen 5 gelagerte Taumelscheibe 6 wirkenden Kolbenkräfte K1 bis K6 diese statisch im Gleichgewicht halten.
Zum Nachweis des statischen Gleichgewichtes wurden in den Fig. 5a bis d vier relative Stellungen der sich drehenden Taumelscheibe zu den angreifenden Kolbenkräften gezeichnet. Die druckbeaufschlagten Kolben sind durch volle, schwarze Kreise gekennzeichnet. In Fig. 5a befindet sich der Kolben K1 im unteren Totpunkt (U. T.), und das zuge hörige Steuerventil ist für beide Strömungsrichtungen geschlossen, d. h. es kann weder Öl zu- noch abströmen.
Die Drehmomente aus den Kolbenkräften P.1, P5 und P6 in bezug auf den Drehzapfen überwiegen gegenüber den Kolbenkräften P2 und P3. Hierdurch bildet sich in Pfeilrichtung ein resultierendes Drehmoment M,1, das die Taumelscheibe zu verstellen versucht. Diesem Drehmoment wirkt aber eine theoretisch unendlich grosse Kraft P1 in Form der zwischen Kolben und geschlossenem Ventil eingespannten Ölsäule entgegen. Ma ist also nicht in der Lage, die Taumelscheibe zu verstellen.
In der Fig. 5b haben sich die Kolbenkräfte um den Winkel cp/4 gegenüber den Drehzapfen der Taumel scheibe weiterbewegt. In dieser Stellung herrscht sta tisches Gleichgewicht, da die ober- und unterhalb des Drehzapfens angreifenden Kräfte P1 bis P6 kein Dreh moment bilden.
In den Fig. 5c und d herrschen analoge Gleich gewichtsverhältnisse wie in den beschriebenen Stellun gen der Fig. 5a und b, d. h. auch hier ist eine Ver stellung der Taumelscheibe nicht möglich, und die ein mal eingestellte Schräglage der Taumelscheibe bleibt bei konstanten Drehzahlen erhalten. Lediglich zwischen den vier abgebildeten Stellungen herrscht theoretisch eine kleine Momentenungleichförmigkeit, die aber so gering ist, dass sie normalerweise durch das Reibmo ment der Drehzapfen ausgeglichen wird.
Ein Ausgleich wird ausserdem zusätzlich durch Drosselung des Öl- stromes vor den unteren und oberen Totpunkten der Kolben durch entsprechende Ausbildung der Ventile oder der Steuerscheibe erreicht.
Controllable hydraulic axial piston motors Known controllable hydraulic axial piston motors are not suitable for large speed ranges with constant power output due to their structural design. The main reason for this is the very large axial piston forces and the resulting bearing loads on the moving components. The constructive training of the bearings in hydrostatic engines and machines, to which the hydraulic axial piston motor belongs, has not got beyond roller and hydronic plain bearings to this day.
These bearings have a certain working and service life range, which depends on the respective sliding speed and load. With them it is not possible to use a hydraulic axial piston motor z. B. to work continuously under maximum pressure within a large speed range. The service life of the engine would be greatly reduced. The frictional forces that occur at low speeds also limit the speed range in controllable motors considerably and lead to a reduction in mechanical efficiency.
This also applies to so-called balanced hydrostatic bearings, because a compensation can never be fully developed.
In the known hydraulic axial piston motors, a swash plate or swash plate is adjusted by mechanical elements for speed control. As a result, the displacement of the axially arranged pressure cylinder and, as a result, the speed of the motor, with constant oil supply from the pump, changes ver. Due to the large piston forces acting on the swashplate or swashplate, especially in the case of high-pressure engines, mechanical adjusting elements require a corresponding design effort. In addition, such organs are not suitable for precise and sensitive speed regulation through the necessary adjustment forces.
Due to both of the disadvantages mentioned, the conventional type of speed regulation and the conventional bearings, hydraulic axial piston motors are therefore subject to severe restrictions in their application and utilization. The invention aims to eliminate the disadvantages and shortcomings of the known constructions.
The hydraulic axial piston motor according to the invention is characterized by an externally operated - with the output shaft of the motor not coupled - valve control and speed adjustment, formed from a control unit with valves, control motor and associated control disc, in conjunction with the use of hy drostatic bearings to support the moving construction parts of the engine with automatic control of the oil pressure due to the load on the engine.
A common control unit can also be used to synchronize the speed of two or more motors by connecting them to the motors with oil lines.
The control motor can optionally be a commercially available, controllable hydraulic or electric motor. The structural shape of the valves can be appropriately chosen, for. B. slide, seat or combination valve.
Since the controllable control motor has to be designed with only low power, about 1% of the power of the hydraulic motor to be controlled, there are special advantages for precision drives such as B. in machine tool construction. If the drive shaft of the hydraulic motor is designed, for example, so that it becomes the main work spindle of a machine tool, the advantage is the possibility of simple implementation of a program control of the speed under load and the compactness of the system.
Hydrostatic thrust bearings rotate to absorb the radial and axial forces are already known per se and have been used with great success in a wide variety of machines. If such bearings are designed appropriately, the Lagerrei environment and wear can be practically turned off who, since coefficients of friction from 0.0001 to 0.000001 can be achieved. The construction of hydrostatic thrust bearings is relatively simple. Reliable designs for fluctuating bearing forces and large speed ranges must, however, be provided with a control for the pressure oil supplied.
In the case of prime movers and work machines without existing hydraulics, the corresponding costs for operating hydrostatic pressure bearings are incurred, which is why so far such bearings have been used mainly in larger machines. However, since the hydraulics are already naturally present in hydraulic axial piston motors, they are ideally suited for the use of hydrostatic pressure bearings.
This applies in particular to controllable hydraulic motors in which, as is known, the amount of oil absorbed remains constant and the amount of oil required for the motor's bearing points can be added to the motor. The volumetric efficiency of such a motor is reduced somewhat by this measure, but the mechanical efficiency is increased accordingly by the almost complete elimination of all frictional forces.
Since in hydrostatic pressure bearings metallic contact between the parts sliding on each other is excluded, practically no wear occurs, which in itself justifies their use. In addition, hydrostatic thrust bearings have vibration damping ten times greater than normal hydronic plain bearings and the best rolling bearings. An exemplary embodiment of the subject of the invention is described below with reference to the drawing.
1 shows a longitudinal section through the hydraulic axial piston motor.
Fig. 2 shows a cross section through the swash plate of the motor.
Fig. 3 shows a side view with a part cut through the valve control.
Fig. 4 shows an enlarged section from Fig. 1 with partial sections through the engine parts of the engine with special emphasis on the hydrostatic pressure lubrication tables.
Fig. 5a to d show the static load on the swash plate, and Fig. 6a and b show the stroke-speed behavior of the motor with constant power output.
The hydraulic axial piston motor consists mainly of the housing 1, the output shaft 2, the hydrostatic pressure bearings 3 and 4 for mounting the output shaft, the swash plate 6 mounted in pin 5, the drive disk 7 with support ring 8 to guide the spherical piston rods 9 , the piston rods 10 with pistons 11 and pressure cylinders 12, the spherical bearings for guiding the pressure cylinder consisting of the sleeves 13 and the inner rings 14, the hydrostatic bearing 15 to 23 for the drive pulley 7 and the ball rod heads 9,
the roller bearing 24 with a guide 25 to prevent the drive pulley 7 from rotating, and the control unit 26 with the control valves 27, the control disk 28 and the control motor 29.
The output shaft 2 is supported at the front in a conical hydrostatic pressure bearing 3, which was formed to simultaneously absorb axial and radial forces. The conical shape of the bearing ensures that the very large axial force in the direction of the bearing, consisting of the sum of the piston forces, always holds the output shaft 2 independently in the center of the bearing with respect to the smaller radial components.
At the rear, the output shaft 2 is guided in a hydrostatic radial pressure bearing 4. Both bearings have several pressure chambers and oil discharge grooves in the sliding surfaces, corresponding to the shape of the pressure chambers 22 and oil discharge grooves 23 of FIGS. 2 and 4. The pressure chambers are connected to the pressurized oil supply to the engine by lines, d. H. the static oil pressure in the pressure chambers is the same as in the pressure cylinders 12 and thus corresponds to the respective load on the engine.
As a result, the load-bearing capacity of the bearings 3 and 4 is controlled automatically by the load on the motor.
The swash plate 6 is rotatably mounted in pin 5 according to FIGS. 1 and 2 and serves to convert the translational movement of the piston 11 into a rotating movement of the output shaft 2. On the swash plate 6 is the drive plate 7 for transmitting the piston forces. The drive pulley 7 is the most important and highly stressed component of the engine in terms of storage.
It must transmit the large axial and radial components of the piston forces to the swash plate 6 without friction and wear and also dampen vibrations of the oil columns in the pressure cylinders 12 and keep them away from the transfer to the swash plate. The service life, speed adjustability and noise generation of the motor are largely dependent on their design. Therefore, the drive pulley 7 was completely provided with hydrostatic pressure bearings. The basic principle of hydrostatic pressure bearings is known and cannot be compared with hydrostatic pressure equalization.
With the latter, there are always residual forces that do not exclude contact between the sliding bearing surfaces. In the case of a hydrostatic pressure bearing, however, the sliding surfaces are lifted apart from one another by the static oil pressure of the pressure chambers and are borne exclusively by the oil pressure. However, if such a bearing is to work reliably when there is a change in load, the oil pressure must be varied in line with the change in load; H. as the load increases, the oil pressure in the pressure chambers must be increased in the same proportion.
In the execution of the drive pulley 7, according to FIGS. 2 and 4, the pressure for the pressure chambers 18 of the axial sliding surface 17 and for the pressure chambers 22 of the radial sliding surface 21 via bores 16 and 20, the pressure chambers 15, which are passed through the hollow piston rods 10 are connected to the pressure cylinders 12, men removed. Since each pressure cylinder 12 is an axial 18 and radial pressure chamber 22 in the drive pulley 7 zugeord net, the loading is without additional control elements, the loading disc storage on the entire circumference of the drive, automatically controlled by the respective working pressure of the pressure cylinder 12.
So that the individual pressure chambers cannot influence one another, they are separated from one another by oil drainage grooves 19 and 23. The oil drainage grooves 19 and 23 are separated from each other. The oil drainage grooves simultaneously have the task of quickly draining the oil that has been pressed through between the sliding surfaces 17 and 21, in order to prevent the oil from heating up at high speeds at high sliding speeds.
The spherical piston rod heads 9 and the pressure cylinders 12 are also provided with hydrostatic pressure bearings (FIG. 4). For mounting the piston rod heads 9, spherical caps are incorporated in the drive pulley 7, which form the pressure chambers 15 with the piston rod heads.
To protect against the piston rod heads 9 being pushed into the pressure chambers 15, the diameter of the piston rod heads are made equal to or slightly larger than those of the pistons 11, so that the piston rod heads 9 are pressed sealingly against the support ring 8 by the differential pressure. As a result of this mounting, the pressure load on the piston rod heads is practically completely eliminated and pressure oscillations of the oil column in the pressure cylinders 12 are dampened by the oil cushion in the pressure chambers 15. The pressure cylinders 12 are arranged in a pendulum fashion in spherical bearings.
In this way, lateral forces on the pistons 11 are switched off and taken over by the spherical bearings. The spherical bearings consist of the sleeves 13 and the inner rings 14 (Fig. 4). The inner rings 14 are acted upon on the inward side by the full oil pressure of the engine against the back pressure of the pressure cylinders 12. Since the outer diameter of the inner rings 14 is the same as or slightly larger than that of the pistons 11, the axial forces acting on the spherical bearing are statically balanced by the oil pressure.
The in Fig. 4 is drawn game between the sleeves 13 and the inner rings 14 is shown enlarged for illustration.
The externally operated control of the hydraulic motor is shown in FIG. 1 in an example arrangement. It consists of the control unit 26, which is composed of the control valves 27, the control disc 28 and the control motor 29.
The speed control of the hydraulic motor takes place in that the control valves 27 are moved faster or slower by the control motor 29 and the control disk 28 and the pistons 11 have to follow this movement rhythm. Since the oil volume Q supplied by the pump to the motor per unit time according to FIG. 6 remains constant, the pistons must necessarily change their stroke H when the speed changes. With this change in stroke z.
B. from Hl to H2, the inclination of the drive pulley 7 and infolgedes sen the setting angle a of the swash plate 6 rotatably mounted in pin 5 GE changed from a1 to a2. This change takes place by shifting the lower (U.T.) and the upper dead center (0.T.) of the pistons as a result of changing the time constant for the inflow and outflow of the pressure oil to the pressure cylinders 12. If z.
B. According to Fig. 5d. The valve for the pressure piston K1 is kept open longer in the oil return position, so arises on the swash plate by the preponderance of the piston forces P4, P; and P6 a torque M, 1, which the swash plate in the direction of the arrow sets a larger angle a.
This adjustment process according to FIG. 5c is supported by the fact that the valve for the piston K6 is also kept open for a longer period, the oil pressure is applied to the piston for a longer period and, as a result, the top dead center (0.T.) is also shifted. It can be seen from this that the stroke H and the swash plate angle a are increased when the valves move more slowly and are reduced when the valves move faster.
Since the movement speed of the valves is determined by the speed of the control motor 29, the output speed of the hydraulic motor can be regulated by the control motor. Similarly, in order to maintain a constant output speed, the stroke H of the piston 11 or the setting angle α of the swash plate 6 must be kept constant. For this purpose, according to FIGS. 5a to d, the piston forces K1 to K6 acting on the swash plate 6 rotatably mounted in pin 5 must keep them statically in equilibrium.
To demonstrate the static equilibrium, four relative positions of the rotating swash plate to the acting piston forces were drawn in FIGS. 5a to d. The pressurized pistons are indicated by solid black circles. In Fig. 5a, the piston K1 is at bottom dead center (U. T.), and the associated control valve is closed for both directions of flow, d. H. oil can neither flow in nor flow out.
The torques from the piston forces P.1, P5 and P6 with respect to the pivot outweigh the piston forces P2 and P3. This creates a resulting torque M, 1 in the direction of the arrow, which the swash plate tries to adjust. A theoretically infinitely large force P1 in the form of the oil column clamped between the piston and the closed valve counteracts this torque. So Ma is unable to adjust the swash plate.
In Fig. 5b, the piston forces have moved by the angle cp / 4 with respect to the pivot pin of the swash plate. In this position there is static equilibrium, since the forces P1 to P6 acting above and below the pivot do not form any torque.
In FIGS. 5c and d, there are similar equilibrium conditions as in the described positions of FIGS. 5a and b, d. H. Here, too, it is not possible to adjust the swashplate, and the inclined position of the swashplate once set is retained at constant speeds. Theoretically, there is only a small torque irregularity between the four positions shown, but this is so small that it is normally compensated for by the friction torque of the pivot pin.
Compensation is also achieved by throttling the oil flow in front of the bottom and top dead centers of the pistons by means of appropriate design of the valves or the control disc.