CN102481904B - 用于液压装置、液压变换器和带有液压传动***的车辆中的轴向轴承 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种轴向轴承，该轴向轴承位于第一部分和第二部分之间，该第二部分以轴向载荷压靠第一部分并且能相对于第一部分围绕旋转轴线旋转，第一部分包括：在居中围绕旋转轴线的第一部分上的圆形的或弧形的脊，在圆形的或弧形的脊的第一侧提供加压液压流体的压力源，位于圆形的或弧形的脊与位于第二部分上的轴承表面之间的可调整间隙，其中加压液压流体通过可调整间隙流到圆形的或弧形的脊的第二侧。依照本发明，圆形的或弧形的脊和/或轴承表面包括脊室，其用于在圆形的或弧形的脊和轴承表面之间局部地产生更大的可调整间隙。

Description

用于液压装置、液压变换器和带有液压传动***的车辆中的轴向轴承

技术领域

本发明涉及依照权利要求1的前序部分所述的轴向轴承。这样的轴向轴承是已知的，例如在液压装置中，如泵、马达或变换器，其中它们用作在转子和配流盘之间的轴承。其他已知的应用为在具有斜齿轮的变速箱中的静压轴承或在其他机器中的静压轴承。

背景技术

在轴向轴承中，当从第一侧运动到第二侧时，在圆形的或者弧形的脊的两侧之间的压差促使油压降到可调整间隙内。压力如何下降以及从脊的一侧到脊的另一侧的压力分布是否是线性的、渐进的或离散的确定了由该压力产生的用于抵抗轴向载荷的力，以及在给定轴向载荷下确定间隙高度。

对于压力分布，间隙的形状是非常重要的。尤其重要的是间隙的壁从流动方向看是否是平行、分散或汇聚。因为间隙高度小，从2到15微米，在间隙的壁中的温度分布的微小变化将产生壁的分散或汇聚的变化，因此在间隙中的压力分布通常是不可预知的。间隙的壁显著地影响在这样狭窄的间隙中的流动，并且应用层流或湍流模型的流动理论不能恰当地描述该情况。因为可调整间隙的壁相对于彼此移动，因此存在粘性摩擦。当间隙变得更窄和/或速度增加时粘性摩擦随着相对运动的速度增加，并且粘性摩擦随着间隙高度的增加而减小。粘性摩擦在油中产生的热量可能由于脊或轴承表面的尺寸变化而影响间隙高度。

在已知的轴向轴承中，很难使轴向轴承最优化。由于圆形的或弧形的脊与轴承表面之间的可调整间隙中的油压，过小的轴向载荷而导致可调整间隙的大的高度。这可能导致通过间隙的过大的油流。对于平均油粘度，如果间隙的平均高度大于10 - 20微米且加压液压流体的压力大于10 MPa，则将出现上述过大的油流。

如果轴向载荷太大，由于在可调整间隙中的粘性损失，在转子的旋转过程中有太多的摩擦，并且存在对油流的加热。另外，在非常狭窄的可调整间隙中，可能发生流过间隙的流动中的局部变形或局部扰动，这可能导致进一步的局部发热。局部发热导致圆形的或弧形的脊或轴承表面的变形，并且导致间隙的进一步变窄。这些变形可能导致不希望有的磨损，因为在旋转的和固定的部件之间的金属接触可能产生。

发明内容

为了减少上述缺陷，轴向轴承与权利要求1的特征部分相应。因为这样的特征，在可调整间隙中的压力分布更稳定，因为在脊室中的压力是恒定的。从圆形的或弧形的脊的一侧到另一侧的压力变化在显著减小的距离上产生，因此压力分布中的变化对抵抗轴向载荷的力的影响较小，并且对间隙高度的影响也较小。另一个结果是：在可调整间隙的相当大的表面上，间隙高度较高，这强有力地减少了在可调整间隙中的粘性摩擦。在可调整间隙的壁具有高的相对速度的情况下，局部地增加间隙高度能强有力地减少摩擦和发热。这导致更少的由于在圆形的或弧形的脊和轴承表面上的可调整间隙的壁中的局部高温所导致的能量损失和变形。这减少了金属接触的风险，由此减少了磨损。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求2对应。这保证对于至少半个表面，在旋转部件之间的摩擦被显著地减小，这意味着在两个部件之间的粘性摩擦显著地减小或者能够减半。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求3对应。这保证在脊室中有充分的恒压油。这样，在脊室中的油压以恒力抵抗轴向载荷，该恒力几乎不受间隙高度的影响。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求4相应。这保证始终有一定量的油流入脊室中，并且在脊室中油的压力可以具有一数值，即或多或少在圆形的或弧形的脊的两侧上的压力之间。在脊室中的油压现在较小地取决于脊室的侧面的间隙高度，因此较小地取决于可调整间隙的壁的变形或形状。这减小了轴向载荷可能过多地降低间隙高度的风险以及导致过多的粘性摩擦或金属接触和磨损的风险。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求5相应。这保证始终有一定量的油从脊室中流出，并且在脊室中油的压力可以具有一数值，即或多或少在圆形的或弧形的脊的两侧上的力压之间。在脊室中的油压现在较小地取决于脊室的侧面的间隙高度，并因此较小地取决于可调整间隙的壁的变形或形状。这减少了过多的高压油流过可调整间隙的风险，并由此减少了不必要的能量损失。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求6对应。这保证间隙高度对于通道的开口仅具有很小的影响，因此间隙高度的改变不会改变脊室中的流入量或从脊室的流出量，并且保证间隙高度的改变对于脊室中的压力仅具有很小的影响。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求7对应。这保证可调整间隙的高度适合于现实情况。在转速高的情况下，这有利地减少了可调整间隙中的摩擦。在该情况下，减少第一通道中的流阻和/或增加第二通道中的流阻导致在脊室中的较高压力和较高的间隙，这提供了较少的摩擦。

在具有加压流体的高压和相对的低的转速的情况下，能量损失的主要原因是通过可调整间隙的油泄漏。增加第一通道中的流阻和/或减少第二通道中的流阻导致在脊室中的较低压力和更狭窄的间隙。狭窄的间隙具有较少的泄漏并由此减少了能量损失。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求8对应。这以简单的方式保证了该轴向轴承适合于大的转速范围。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求9对应。这以简单的方式保证轴向轴承适合于在压力源中的液压流体的大的压力范围。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求10对应。这保证间隙高度与在压力源中液压流体的压力无关。

在一个实施例中，轴向轴承与权利要求11对应。这保证一小区域具有在压力源中的液压流体的高压。该小区域限制了围绕它的脊的长度，因此通过在脊和轴承表面之间的间隙的油泄漏是较小的。

本发明也涉及依照权利要求12的前序部分的液压变换器。在已知的液压变换器中，转子在中心，桶板抵靠在配流盘上，盖支撑倾斜的配流盘。转子和轴通过轴承将活塞上的径向力引导到盖。通过在盖上的配流盘产生的径向力抵抗盖中的这些径向力。然而，在轴上的力是相当大的并导致弯曲和弹性变形，这是不利的，因为这可能导致振荡和泄漏。另外，通过同时旋转两个配流盘来设置液压变换器是复杂的。

为了克服这些缺陷，液压变换器与权利要求12对应。这样，斜块（swash block）通过短的路径将径向力从桶板引导到转子和活塞，因此变形是最小的。另外，通过旋转斜块，液压变换器的设置是容易的。旋转斜块同时地设置在斜块两侧上的上死点角度。

在一个实施例中，液压变换器与权利要求13对应。这保证斜块的直接的液压旋转，保证液压变换器的快速设置。

在一个实施例中，液压变换器与权利要求14对应。这样，能够对液压变换器做精确的设置。

本发明也涉及根据权利要求15的前序部分的带有液压传动***的车辆。在已知的***中，马达/泵单元和液压变换器被直接联接。这导致这样的情况：当液压变换器的设置具有这样的结果时，即马达/泵单元在车轮上施加制动转矩，在车轮停止旋转之后，如果液压变换器的设置不立即变化的话，则该制动转矩开始作为反方向的驱动转矩。例如在车辆的停放期间，这可能导致不希望有的情形。

为了克服这样的缺陷，该车辆与权利要求15对应。这样，车轮仅可以在一个方向旋转，除非控制***改变阀的设置。这防止不希望有的或意外的车轮旋转。

 附图说明

本发明将在下文中参考依照附图的几个示例性的实施例做更详细地描述，附图中：

图1示意性地显示了车辆的液压传动元件。

图2显示了正向驱动的车辆的液压传动车轮的驱动和制动***图，

图3显示了反向驱动的车辆的液压传动车轮的驱动和制动***图，

图4显示了正向行驶且制动的车辆的液压传动车轮的驱动和制动***图，

图5显示了反向行驶且制动的车辆的液压传动车轮的驱动和制动***图，

图6显示了用于车辆的液压传动中的液压变换器组件的透视图，

图7显示了图6的液压变换器在切开和打开壳体后显示内部部件的透视图，

图8显示了不包括壳体的图6和7的液压变换器的主要部件的分解图，

图9显示了不带有旋转部件和端盖的图6-8的液压变换器组件的切开壳体的透视图，

图10显示了图6-9的液压变换器的剖面，带有用于设置变换器控制角的致动器，

图11显示了图6-10的液压变换器的纵截面，

图12显示了工作压力的压力和与变换器控制角相关的高压的图解压力比值，

图13显示了旋转部件上的密封区域的透视图，和

图14显示了通过旋转和固定部件之间的密封区域的剖面示意图。

具体实施方式

图1显示了轿车12，其具有用于轿车的液压传动***的各个元件，其中轿车12的全部四个车轮被驱动。该传动***包括内燃机2，其驱动将液压流体从公共低压轨6泵送到公共高压轨5的定量泵4。公共低压轨6与低压蓄能器8连接，公共高压轨5与高压蓄能器9连接。驱动控制***1控制内燃机2，该驱动控制***1通过控制转速和/或内燃机2的启动或停止将公共高压轨5中的液压保持在高值和低值之间。

轿车12的前轮各自具有前轮马达/泵3，其与前桥液压变换器7连接。文献WO97/31185描述了液压变换器的运行原理；此后将进一步阐述液压变换器的设计。前桥液压变换器7也连接到公共高压轨5和公共低压轨6，并受控于驱动控制***1。轿车12的后轮各自具有后轮马达/泵11，其与后桥液压变换器10连接。后桥液压变换器10与公共高压轨5和公共低压轨6相连，并受控于驱动控制***1。在轿车12的其他实施例中，仅仅前轮被驱动或仅仅后轮被驱动。用于这些轿车的液压传动***是类似的，并且形成了所描述的实施例的简化版本。用于商用车的液压传动***也与前轮驱动、后轮驱动或四轮驱动类似。车轮马达/泵3，11被设计成使其作为用于驱动车轮22的马达，并且作为用于制动车轮22的泵。

图2-5用车轮旋转方向23示意性地显示了车轮马达/泵3，11如何驱动和制动所附连的车轮22；所显示的设计对所有的车轮是类似的。通过泵送液压流体返回到公共高压轨5中来制动马达/泵3，11和车轮22的旋转，回收行驶车辆的动能。车轮22具有附加的常规设计的制动***，用于在需要时紧急制动和用于在停顿和停泊期间的制动。在图2-5中的虚线同样地指示了液压变换器7，10。马达/泵3，11与车轮22直接联接。第一马达/泵连接26和第二马达/泵连接25将马达/泵3，11连接到液压变换器7，10。第一马达/泵连接26与液压变换器7，10的第一用户连接口13连接。第二马达/泵连接25与液压变换器7，10的第二用户连接口18连接。公共高压轨5通过高压连接HP连接到液压变换器7，10的高压接口15。

第一马达/泵连接26还通过反向推进阀24和低压连接LP连接到公共低压轨6，第二马达/泵连接25通过正向推进阀20和低压连接LP连接到公共低压轨6。正向推进阀20和反向推进阀24各自具有两个位置。弹簧19在第一位置推动阀20，24，由驱动控制***1控制的致动器21可以将阀20，24带到第二位置。在第一位置，在每个阀20，24中的止回阀分别防止从第一、第二马达/泵连接25，26到低压连接LP的流动，并且在第二位置，第一和第二马达/泵连接25，26分别具有与低压连接LP的开启连接。

在阀20，24的第一位置，油流仅可能从低压连接到液压变换器7，10，因此车轮马达/泵3，11可以仅作为泵，车轮22必须供给能量并且独立于液压变换器7，10的设置来制动。这意味着阀20，24在第一位置无意地驱动车轮22是不可能的。

图2-5示意性地显示了液压变换器7，10带有三个口13，15和18，它们是配流盘30（参见图8，9，11）的一部分，并且显示为围绕圆的弧，指示旋转组17。上死点TDC指示了在变化的变换器控制角δ处的旋转组17中的活塞运动14的上死点的设置。在圆中，箭头16指示了旋转组17的旋转方向，区域p和m指示了：在旋转组17中，在活塞42（参见图8，9，11）上方的室65（参见图11）的容积在旋转组17区域的旋转过程中缩小和增大，并且分别作为泵或马达。

图2显示了变换器控制角δ设置，因此在高压口15中的液压驱动液压变换器7，10的旋转组17的旋转。活塞在旋转组17的区域p中通过第一用户连接口13和第一马达/泵连接26将液压流体泵送到车轮马达/泵3,11。变换器控制角δ的设置确定在第一马达/泵连接26中的液压流体的压力，并由此确定驱动转矩。反向推进阀24是闭合的，因此液压流体仅流动到车轮马达/泵3,11，并且促使车轮22在旋转方向23旋转，轿车12以增加的速度启动。正向推进阀20在第二位置，因此在低压下从车轮马达/泵3,11流动通过第二马达/泵连接25的液压流体可以流向低压连接LP和流向液压变换器18的第二用户连接口18。

图4显示了与在图2显示的情况相比变换器控制角δ被设置在相反的角度，并且正向推进阀20也闭合。在这样的设置中，车轮马达/泵3,11施加制动转矩到旋转的车轮22上，因此其速度降低。车轮马达/泵3,11现在作为泵，并且其通过第二马达/泵连接25将液压流体泵送到第二用户连接口18。在液压变换器7,10中，液压流体在区域m中在旋转组17的活塞上方的室中膨胀。这些活塞在箭头16指示的方向驱动旋转组17。在活塞上方的室将第一和第二泵用户连接口18连接，然后连接到高压口15。当所述室连接到高压口15时，在旋转组17中的活塞将液压流体压缩到高压连接HP。车轮马达/泵3,11通过在第二马达/泵连接25中的上升的压力泵送液压流体来供给该压缩所需要的能量，这产生在车轮22上的制动转矩。变换器控制角δ的设置确定在第二马达/泵连接25中的液压流体的压力，并由此确定制动转矩。第一用户连接口13和低压连接LP通过在正向推进阀20中的止回阀提供车轮马达/泵3,11在第二马达/泵连接25中泵送的液压流体。

图3和图5显示了液压变换器7,10的设置，正向推进阀20和反向推进阀24分别为这样的情况：车轮马达/泵3,11在车轮22上施加反向驱动转矩；以及，车轮马达/泵3,11制动反向旋转车轮22。液压流体的各种设置和流动与在图2和图4中所描述的类似。

图4显示了当车辆正向驱动时车轮22的制动。变换器控制角δ的设置与在图3中显示的情况类似，其中车轮马达3,11在车轮22上施加反向驱动转矩。不同的是反向推进阀24的设置。在如图4所示的制动过程中，当车轮22停止时，在液压变换器7,10中的转子停止旋转。由于推进阀20，24的设置和车轮保持固定，旋转组17不能在相反方向上开始旋转（这在图3中显示的情况下是可能的）。这样，推进阀20，24用来在期望的车轮旋转方向释放驱动转矩，其独立于液压变换器7,10的设置。在驱动控制***1关闭的情况中，弹簧19将推进阀20，24设置在如下位置，在该位置车轮马达/泵3,11只能仅仅产生制动转矩，因此在任何情形下防止不希望的车轮22的加速。

图6和7显示了液压变换器组件27的外部视图，其包括带有推进阀20,24的液压变换器7,10。图8和9以透视图显示了在液压变换器组件27的壳体52内部的各个元件。图10和11分别显示了液压变换器组件27的横截面和纵截面。

液压变换器组件27包括在图2-5中显示的元件，例如液压变换器7,10，推进阀20,24和用于每个推进阀20,24的致动器21。第一马达/泵连接26和第二马达/泵连接25各自将变换器组件27连接到两个前轮马达/泵3或两个后轮马达/泵11。壳体52在两端具有盖28，轮缘在壳体52内部与盖28对准。轴承31安装在盖28中，轴承31支撑轴34。在轴34的两端有转子32。轴具有外部花键37，其与转子32的内部花键39配合，因此两个转子32随轴34旋转。两个转子32都具有活塞42，由此内部和外部花键37,39被设置成使得一个转子32的活塞42的旋转位置在另一个转子32的活塞42的旋转位置之间。

销76使桶组件33的旋转和转子32的旋转同步，该桶组件包括桶板56和杯40。轴34支撑旋转轴承球64，其支撑桶板56的球形旋转轴承44，因此桶板56可以相对于转子32旋转。弹簧62在一侧推动抵靠支撑环61，该支撑环固定在转子32内部。弹簧62在其另一侧推动抵靠压力销63，该压力销按压旋转轴承球64，并且因此在相反的方向推动桶板56和转子32。桶板56支撑并排安装的并且位于杯***55之间的杯40。杯保持板54将所述杯40和杯***55保持在桶板56上。

活塞42安装在转子32上，并且每个与杯40形成具有变化容积的室65。活塞42具有活塞通道38，其延伸通过转子32并且与配流盘30中的口43形成通道。配流盘30具有销66，该销将配流盘30保持在盖28中的固定的旋转位置，并由此相对于壳体52来保持。从口43，所述通道作为在盖28中的通道和在壳体52中的通道29延续到第一用户连接口13、第二用户连接18或高压连接HP（如图2-5所示）。

轴承35安装在轴34上并支撑可以在壳体52中以限定角度旋转的斜块36。斜块36在两侧具有支撑桶板56的倾斜的斜盘表面41。桶板56围绕旋转轴承球64旋转，并且抵靠倾斜的斜盘表面41，因此活塞42在轴34的旋转过程中移入或移出杯40。由于旋转运动，室65容积在最小值和最大值之间变化。通过旋转在壳体52中的斜块36，室65的容积最小时的转子32的旋转位置（是53指示的上死点TDC）可以被设定为期望值。

图10显示了斜盘表面41的上死点53。在显示的实施例中，在斜块36的两侧的斜盘表面41与垂直于轴34的旋转轴线的线相交，因此在斜块36的两侧的用于室65的容积的上死点53位于相同的旋转位置，并且当在斜块36一侧上的活塞42在斜块36的另一侧上的活塞42之间时，在斜块36两侧的最小值跟随彼此。

在斜块36的外部周边上，存在带有在直径上彼此对置的动叶片45的凹槽，并且凹槽密封住壳体52的内表面。在壳体52中，具有在直径上相对的静叶片47。静叶片47和动叶片45在壳体中形成四个压力室46，压力室具有连接到斜块控制阀（未显示）的TDC控制连接口48。压力室46在壳体52中旋转斜块36。斜块36具有检测器凹槽49，其与传感器（未显示）配合用于检测斜块36的旋转位置。

动叶片45以这样的方式安装在斜块36上，即斜盘53的上死点可以在一个方向旋转经过97度，在相反的方向旋转经过69度。这种不对称使得能够以这样的方式设置液压变换器组件27，即第一用户连接口13具有高于高压口15的压力。这样，当公共高压轨5具有小于液压变换器组件27可以操作的最大压力的压力时（其发生于正常驱动过程中以便在制动过程中能够回收动能），能够在第一马达/泵连接26上带来完全的最大液压，并使得车辆的最大加速变成可能。

图12显示了第一用户连接口13和高压口HP的比值，其与斜盘表面41的上死点53的角度δ相关。线51显示了与变换器控制角δ相关的压力比值。液压变换器的工作范围50被选择成使得：尽管变换器可以用于在两个旋转方向上驱动和制动（四象限应用），但变换器的设置是不对称的，因此驱动转矩可以比制动转矩高。

在室65中的油压推动桶板56抵靠斜块36，转子32抵靠配流盘30。除非在油压极低的情况下，这是主要的轴向力。在这个情况下，弹簧62的力将转子32和桶板56相应地压靠配流盘30和斜块36以防止油泄漏并促进启动。在轴34的旋转轴线的轴向方向上通过室65中的油压产生于转子32上的力是用于产生第二轴向轴承59中的密封所必需的，并且部分地被活塞通道38中的油压和转子32与配流盘30之间的第二轴向轴承59中的口43中的油压的力平衡。

桶板56上的力由室65中的油压产生，并且是用于产生在第一轴向轴承57中的密封所必需的。这些力部分地被第一轴向轴承57中的油压的力平衡。因此桶板通道58与室65和第一轴向轴承57连接。在轴向方向上斜块36的两侧上的力在相对的方向大约相等，因此这不会在轴承35上带来载荷。

在斜块/转块36上的径向方向上的力通过相应的轴承35和外部花键37经由内部花键39引导到活塞42，其中它们通过活塞42上的由不对称表面促成的径向液压力抵消，该液压使这些活塞42受控于所述不对称表面。由于斜盘表面41稍微倾斜，这些力是有限的，并且不会导致不希望有的载荷或变形。

液压变换器具有两个第一轴向轴承57和两个第二轴向轴承59。在这些轴承57，59中、旋转部件、转子32或桶板56（具有多个带有高压流体的通道，分别是活塞通道38和桶板通道57）密封固定部件，分别为配流盘30和斜块36。在现有技术中，密封包括轮缘，其压靠在具有2到14微米的范围内的狭窄间隙的平坦表面，该间隙位于轮缘和平坦表面之间。有限高度的狭窄间隙减少了通过密封的泄漏。过窄的间隙的缺陷是，它带来了在部件之一中例如由于局部发热所导致的局部变形的风险，导致局部的金属接触，由此导致缺乏润滑和导致不希望的磨损。

图13和14显示了液压变换器组件27的第一和第二轴向轴承57，59。图13显示了转子32的透视图，示出了第二轴向轴承59。外脊67、内脊68和径向脊69围绕凹部，该凹部形成在转子32中的活塞通道38的端部。在图13中，脊67,68和69用黑色指示，该黑色表面是密封住配流盘30的密封面的表面。每个围绕活塞通道38的凹部间断地与配流盘30的三个口43中的一个连接，并且在从一个口43到下一个口43的通路中，径向脊69通过在口43之间的桥接部上的密封阻碍在口43之间的油流动。外脊67和内脊68设有脊室70，所述脊室分别具有大约为脊67,68的表面的50%的表面。当活塞通道38与压力源连接时，脊67,68和69与配流盘30的密封表面形成了可调整间隙。在具有脊室70时，其具有至少10-30微米的深度，该间隙较大，并且在旋转时在部件之间的粘性摩擦降低。径向脊69中断所述脊室70。脊室70的深度为至少10-30微米，因此粘性摩擦减小。

如果室70的两侧的间隙相同的话，则在室70中的油压将是在内脊或外脊67,68的两侧上的液压的平均值。实际上这是不常见的情况。如果，例如在活塞通道38侧面上的间隙小于在室70的另一侧上的间隙，则在室中的压力可非常低，并且转子32可能朝向配流盘30被挤压，粘性摩擦增加。如果情况相反，则在室70中的压力可能高，并且间隙变大，因此泄漏增加。间隙的高度在几个微米的差异可能导致这样的情况，以及在脊67,68和69中的轻微的变形可能导致间隙高度的不稳定性。为了使其稳定，槽73将室70与脊67,68的高压侧连接。槽73的宽度必须小，并且相对较深，以便最小化间隙高度变化的影响。实际上槽73是30微米宽和30微米深，优选地其宽度是其深度的一半。

图14显示了第二轴向轴承59的剖面示意图。该剖面示意图为各个脊67,68显示了低压侧轮缘71和高压侧轮缘72。通道76在低压侧轮缘71和高压侧轮缘72之间经由带有节流件75的连接线路74将室70连接于活塞通道38。该节流件可以由控制***调整，或者各部件是机械装置，其与使用的情形相关地设置节流件。节流件例如可以取决于在活塞通道38中的压力或取决于转子32的转速。

除了上文描述的轴向轴承的实施例外，其中在脊之间提供液压，脊在各个活塞通道38附近形成短弧，其他的轴向轴承的实施例可以具有两个同心环，在其间提供带有液压的油流。这样的实施例可以在不具备活塞但是会产生轴向载荷且轴向轴承将这些载荷引导到壳体的机器中使用。在这样的机器中，轴向载荷的压力产生轴向轴承中的液压，这将是设置可调整间隙的控制手段，因此油损失和摩擦阻力被最优化。

Claims (13)

1.一种轴向轴承（57,59），该轴向轴承位于第一部分（32;56）和第二部分（30;36）之间，该第二部分以轴向载荷压靠第一部分并且能相对于第一部分围绕旋转轴线旋转，第一部分包括在居中围绕旋转轴线的所述第一部分上的圆形的或弧形的脊（67,68），在所述圆形的或弧形的脊的第一侧提供加压液压流体的压力源（HP），位于所述圆形的或弧形的脊与第二部分上的轴承表面（41）之间的可调整间隙，压力差使得加压液压流体通过可调整间隙流到所述圆形的或弧形的脊的第二侧，其特征在于：所述圆形的或弧形的脊（67,68,69）和/或轴承表面（41）包括用于在所述圆形的或弧形的脊和轴承表面之间局部地产生更大的可调整间隙的脊室（70），其中第一槽将脊室（70）与所述圆形的或弧形的脊（67,68）的第一侧（38,43）连接，所述槽的宽度是小的，以使得在所述脊室中获得的压力是在所述圆形的或弧形的脊的两侧上的压力之间。

2.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中脊室（70）具有的表面为所述圆形的或弧形的脊（67,68）的表面的至少50％。

3.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中脊室（70）具有超过30微米的深度。

4.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中第一槽（73）将脊室（70）与所述圆形的或弧形的脊（67,68）的第一侧（38,43）连接，并且包括带阀装置的第一通道（76）。

5.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中第二槽将脊室（70）与所述圆形的或弧形的脊（67,68）的第二侧连接。

6.根据权利要求4或5所述的轴向轴承，其中从脊室（70）到第一侧或第二侧的槽（73）分别形成第一通道或第二通道，并且槽的宽度小于其高度的一半。

7.根据权利要求6所述的轴向轴承，其中第一和/或第二通道具有阀装置（75）以调整通道（74）的流阻。

8.根据权利要求7所述的轴向轴承，其中第一部分或第二部分的转速控制阀装置。

9.根据权利要求8所述的轴向轴承，其中，阀装置通过由在所述第一部分或第二部分中的旋转产生的离心力设置。

10.根据权利要求7或8所述的轴向轴承，其中在第一侧上的液压流体的压力控制阀装置。

11.根据权利要求10所述的轴向轴承，其中，阀装置是通过在第一侧上的压力源的压力进行设置的。

12.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中轴向载荷取决于在第一侧上的液压流体的压力。

13.根据权利要求1所述的轴向轴承，其中压力源在两个同心圆形的或弧形的脊和两个与所述圆形的或弧形的脊连接的径向脊之间提供液压流体。