EP0090952A2 - Hydraulische Axialkolbenmaschine - Google Patents

Hydraulische Axialkolbenmaschine Download PDF

Info

Publication number
EP0090952A2
EP0090952A2 EP83102219A EP83102219A EP0090952A2 EP 0090952 A2 EP0090952 A2 EP 0090952A2 EP 83102219 A EP83102219 A EP 83102219A EP 83102219 A EP83102219 A EP 83102219A EP 0090952 A2 EP0090952 A2 EP 0090952A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
bearing
piston machine
axial piston
machine according
bearing ring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP83102219A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0090952B1 (de
EP0090952A3 (en
Inventor
Wilhelm Nolden
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
PepsiAmericas Inc
Original Assignee
Abex Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Abex Corp filed Critical Abex Corp
Publication of EP0090952A2 publication Critical patent/EP0090952A2/de
Publication of EP0090952A3 publication Critical patent/EP0090952A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0090952B1 publication Critical patent/EP0090952B1/de
Expired legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F04B1/2064—Housings
    • F04B1/2071—Bearings for cylinder barrels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05C—INDEXING SCHEME RELATING TO MATERIALS, MATERIAL PROPERTIES OR MATERIAL CHARACTERISTICS FOR MACHINES, ENGINES OR PUMPS OTHER THAN NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES
    • F05C2253/00—Other material characteristics; Treatment of material
    • F05C2253/12—Coating

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic axial piston machine according to the preamble of claim 1.
  • axial piston machines of the type mentioned are known. These known axial piston machines normally have a roller bearing between the stator and the rotor formed by the cylinder drum. These roller bearings cause relatively high noise. Plain bearings are not used because they do not have a sufficient service life under the high loads in such axial piston machines. This is due, among other things, to the following circumstances.
  • radial cast iron bearings consist of a stationary bearing shell and a rotating shaft. When the shaft rotates, a hydrodynamic lubricating film forms in the pressure zone as a result of its eccentric displacement.
  • the load-bearing capacity of the hydrodynamic lubricating film in the plain bearing is also heavily dependent on misalignments, ie edge pressure reduces the Load capacity drastically and also leads to harmful mixed friction.
  • the invention has for its object to provide an axial piston machine of the type mentioned, which reduces the noise generated by the bearing between the stator and cylinder drum, without the life of this bearing is decidedly reduced.
  • the bearing ring runs both in relation to the stator and the rotor, ie to the cylinder drum.
  • This design resulted in a significant reduction in noise generation in this area without reducing the life of this bearing in relation to rolling bearings. Furthermore, such storage is very inexpensive.
  • This surprising result was confirmed by tests even under extreme conditions. Experiments were carried out (Sommerfeld numbers from minimum 0.1 to maximum 30), whereby a completely wear-free lubrication of the bearing point was ensured.
  • the thickness of the lubrication gaps on the outer and inner circumference was calculated as a function of the material properties so that during operation temperature of approx. 100 0 C the gaps were the same thickness. The results achieved in terms of smoothness were remarkable.
  • the service life was not less than that of the rolling bearings used in the conventional way.
  • the bearing according to the invention is not a normal plain bearing, since in the case of the invention not part of the bearing is stationary and the other rotates alone, but the bearing ring rotates relative to the stator and cylinder drum.
  • Claims 2 to 4 are directed to bearing rings designed in an advantageous manner.
  • the claim 5 protects a certain arrangement of the bearing ring with the help of an additional sleeve between the bearing ring and cylinder drum.
  • the claims 7 and 8 are directed to the special design and storage of the stator as a central tube in connection with the storage.
  • the drive shaft 5 is passed through the distributor 3 and the control plate 6.
  • the drive shaft drives a cylinder drum 7 with a piston 8.
  • the connection between the drive shaft 5 and the cylinder drum 7 takes place via a toothing sleeve 38 made of plastic or similar damping material with an internal and external tooth profile for transmitting the torque.
  • a helical spring 39 ensures a corresponding preload.
  • a housing cap 4 which surrounds the other components of the axial piston pump, is fastened to the housing 2 with the aid of a tensioning band 35 and with the interposition of a sealing ring 37.
  • the sliding shoes 11 are biased against the swash plate 10 by a pressure plate 9.
  • the drive shaft 5 led out of the housing 2 on one side is supported in a slide bearing 52 with corresponding bearing shells and bearing rings.
  • a sealing ring 53 which also rotates, ensures a corresponding seal. It is biased by several springs 56.
  • a pin 55 ensures that the sealing ring 53 also rotates.
  • a cover 54 forms the closure of the housing 2.
  • the actual stator of the axial piston pump is formed by a central tube 41 which is mounted in the housing 2 via two plastic damping rings 57.
  • This central tube 41 practically forms a support frame for absorbing all hydraulic forces, namely both in the axial and in the radial direction.
  • the central tube serves to support the cylinder drum 7 forming the rotor and a pin ring 42 for guiding the swash plate 10 and for fastening the control base 22, which absorbs the axial forces of the swivel body bearing.
  • the cylinder drum is supported by a freely rotating bearing ring 43 which has a number of radial lubrication bores 48.
  • the cylinder drum 7 is received by a sleeve 45 which is supported axially and radially against the bearing ring 43.
  • the sleeve forms a fit with the outer surface of the cylinder drum 7, which enables a relative axial movement.
  • a relative rotational movement is prevented by a pin 46.
  • Wave springs 47 which generate an axial preload, ensure that the bearing ring 43 runs smoothly.
  • the preload simultaneously forms the static pressure of the cylinder drum 7 on the control plate 6.
  • the freely rotating bearing ring 43 forms an inner lubricating gap Si with the sleeve 45 and an outer lubricating gap Sa with the central tube 41, so that two gaps - viewed from a functional point of view - are connected in series.
  • the mean resulting lateral force of all pistons loaded on the pressure side of the pump runs in the direction of arrow Z (FIG. 6) and loads the bearing ring 43 in the center.
  • the build-up of two heavy-duty hydrodynamic oil pressure films in the Si and Sa columns is supported by pressure oil from the high-pressure side of the pump, which is forced in front of the pressure zone via a flow restrictor.
  • the supply takes place via a supply line 51.
  • the lubrication gap Si is supplied by the radial lubrication holes 48 in the bearing ring 43.
  • appropriately designed lubrication channels 50 are formed on the bead 44 of the sleeve 45, depending on the direction of rotation. As a result, the bearing ring 43 is flooded with splash oil from the pump housing during operation.
  • the bearing ring 43 is supported on the other side against a support ring 49 provided with openings. Due to the flooding of the bearing ring 43 described, a highly loaded hydrodynamic lubricating film also forms in the gap to the support ring 49 during operation.
  • the central tube 41, the pin ring 42, the support ring 49 and the control plate 6 are to be considered as stator parts.
  • the cylinder drum 7 with the sleeve 45 rotate at the pump speed.
  • a drag torque acts on the bearing ring 43 during operation, so that it rotates at about half the pump drive speed under normal operating conditions (approx. 100 ° C.).
  • the swash plate 10 is pivotally mounted so that a variable piston stroke results when pivoted about a corresponding transverse axis.
  • the swash plate 10 is screwed onto a swivel body 12.
  • Side guide arms 13 of the pivot body 12 comprise a respective laterally on the two pins 14 of the pin ring 42 rotatably mounted sliding block 1 5.
  • the axis of rotation is identical to the transverse or pin axis MM.
  • the rear side of the swivel body 12 has a radius R in the areas L, so that when the swivel body 12 rotates about the pin axis MM, a linear movement of the running plate 16 results.
  • a frictional engagement occurs between the swivel body 12 and the running plate 16, similar to a loaded roller on a flat surface, only with the difference that the roller - i.e. swivel body 12 - in the axis MM is fixed, and the documents - ie running plate 16 - moves transversely to the axis MM.
  • the swivel body 12 and the running plate 16 are coupled via guide grooves and rollers 17.
  • the movement of the running plate 16 runs vertically.
  • the running plate 16 is in turn supported on two linear roller bearings 18 which roll on fixed plates 19.
  • a cage 20 is used to secure the position of the linear roller bearings 18, which like a frame encompasses the linear roller bearings and secures them in the respective position without play.
  • the running plate 16 runs through twice the distance as the cage 20 or the linear roller bearing 18.
  • the fixed plates 19 rest on damping plates 21 made of plastic, which in turn are arranged in corresponding chambers in the control floor 22.
  • the control base 22 is screwed to the pin ring 42.
  • the elastic deflection of these entire bearings can be calculated by correspondingly calculating the rigidity of the running plate 16, the fixed plates 19 and the damping plates 21 place so influenced that the line force (Hertzian pressure) introduced between swivel body 12 and bearing plate 16 distributes the bearing force evenly over all rolling elements of the linear roller bearings.
  • the operating noises and the vibrations of the pump mechanism are isolated from the control base 22 by the damping plates 21 made of plastic.
  • the pump controller 24 with the adjusting piston 25 is accommodated in the control base 22.
  • the adjusting piston 25 is designed as a differential piston.
  • a yoke 26 is screwed onto the rod end of the adjusting piston and comprises a bolt 27 in the form of a fork.
  • the bolt is rotatably mounted in a bridge 28.
  • the bridge 28 is screwed to the swivel body 12.
  • control slots 32 and 33 are formed in the control plate, which ensure a connection to the suction line 30 and the pressure line 31, respectively.
  • Sleeves 34 made of plastic represent an acoustic decoupling of the distributor 3 from the housing 2 and therefore contribute to noise reduction.
  • a line 36 is supplied with pressure oil from the pressure side, which in turn supplies the pump regulator 24 and the channel 51 with pressure oil

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Reciprocating Pumps (AREA)
  • Hydraulic Motors (AREA)
  • Details Of Reciprocating Pumps (AREA)

Abstract

Bei hydraulischen Axialkolbenmaschinen der Schrägscheibenbauart ist entweder die Welle zweimal gelagert oder wenn die Welle einmal gelagert ist, stützt sich das zweite Lager unmittelbar an der Zylindertrommel ab. Diese Lager sind bei bekannten Axialkolbenmaschinen Wälzlager. Die hydraulische Axialkolbenmaschine nach der Erfindung verwendet nun zur Lagerung der Zylindertrommel 7 einen schwimmend und frei umlaufend angeordneten Lagerring 43. Dieser Lagerring ist in vorteilhalterweise mit radialen Schmierbohrungen 48 und gegebenenfalls mit einer Druckölversorgung 51 versehen. Durch den Einsatz eines derartigen Lagerringes ist es möglich, die Vorteile der Gleitlager, insbesondere hinsichtlich Geräuschbildung zu verwenden, ohne daß die entsprechenden bei Gleitlagern bekannten Nachteile, wie Verminderung der Lebensdauer und dergleichen, auftreten.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Axialkolbenmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
  • Es sind die unterschiedlichsten Axialkolbenmaschinen der eingangs genannten Art bekannt. Diese bekannten Axialkolbenmaschinen weisen zwischen dem Stator und dem durch die Zylindertrommel gebildeten Rotor normalerweise ein Wälzlager auf. Diese Wälzlager verursachen verhältnismäßig hohe Geräusche. Gleitlager werden nicht eingesetzt, da sie keine ausreichende Lebensdauer bei den hohen Beanspruchungen in derartigen Axialkolbenmaschinen haben. Dieses ist unter anderem auf folgende Umstände zurückzuführen. Funktionstechnisch bestehen Radial-Gßitlager aus einer stationären Lagerschale und einer umlaufenden Welle. Bei Rotation der Welle bildet sich infolge deren exzentrischer Verlagerung ein hydrodynamischer Schmierfilm in der Druckzone.
  • Die anwendungstechnischen Schwierigkeiten mit Radial-Gleitlagern in Hochdruck-Axialkolbenmaschinen resultieren aus den stark variierenden Betriebsgrößen, wie Drehzahl, Druck, Temperatur und der davon stark abhängigen Viskosität des Schmiermittels, welches in allen derartigen Geräten die zu fördernde Hydraulik-Flüssigkeit selbst ist. Schon geringer Verschleiß der Lagerstelle aufgrund von Mischreibung verunreinigt die Hydraulik-Flüssigkeit und verursacht Verschleiß anderer Teile in der Maschine selbst oder in Komponenten des nachgeschaltenen Systems. Dieses ist mit Sicherheit unter allen Betriebsbedingungen zu vermeiden.
  • Die Tragfähigkeit des hydrodynamischen Schmierfilms im Gleitlager ist ebenfalls stark abhängig von Fluchtungsfehlern, d.h. Kantenpressung reduziert die Tragfähigkeit drastisch und führt ebenfalls zur schädlichen Mischreibung.
  • Diese Schwierigkeiten lassen sich in der Regel durch Verwendung von Mehrflächen-Gleitlager beheben, jedoch verlangen diese Ausführungen einen hohen bautechnischen Aufwand und sind entsprechend teuer.
  • Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine Axialkolbenmaschine der eingangs genannten Art zu schaffen, die die Geräusche, die durch das Lager zwischen Stator und Zylindertrommel erzeugt werden, vermindert, ohne daß die Lebensdauer dieses Lagers entscheiden herabgesetzt wird.
  • Diese Aufgabe wird grundsätzlich durch das Kennzeichen des Anspruches 1 gelöst.
  • Erfindungsgemäß ist es möglich, die Konstruktionsprinzipien und Vorteile der Gleitlagertechnik nutzbar zu machen, ohne daß die entsprechendeh Nachteile auftreten.
  • Der Lagerring läuft sowohl im Verhältnis zum Stator als auch zum Rotor, d.h. zur Zylindertrommel. Diese Konstruktion führte zu einer beachtlichen Verminderung der Geräuscherzeugung in diesem Bereich, ohne daß die Lebensdauer dieses Lagers im Verhältnis zu Wälzlagern vermindert wurde. Weiterhin ist eine derartige Lagerung sehr kostengünstig. Dieses überraschende Ergebnis wurde durch Versuche selbst unter extremen Bedingungen untermauert. Es wurden Versuche (Sommerfeld-Zahlen von Minimum 0,1 bis Maximum 30) durchgeführt, wobei eine vollkommen verschleißfreie Schmierung der Lagerstelle gewährleistet war. Die Dicke der Schmierspalte am Außen-und am Innenumfang wurde in Abhängigkeit von den Werkstoffeigenschaften so berechnet, daß bei einer Betriebstemperatur von ca. 1000C die Spalte gleich dick waren. Die hierbei erzielten Ergebnisse hinsichtlich Laufruhe, waren beachtlich. Die Lebensdauer war nicht geringer als bei in herkömmlicher Weise eingesetzten Wälzlagern.
  • Bei der erfindungsgemäßen Lagerung handelt es sich nicht um ein normales Gleitlager, da im Falle der Erfindung nicht ein Teil des Lagers ortsfest ist und das andere allein umläuft, sondern der Lagerring relativ zu Stator und Zylindertrommel umläuft..
  • Die Ansprüche 2 bis 4 sind auf in vorteilhafter Weise ausgestaltete Lagerringe gerichtet.
  • Der Anspruch 5 schützt eine bestimmte Anordnung des Lagerringes mit Hilfe einer zusätzlichen Hülse zwischen Lagerring und Zylindertrommel.
  • Die Ansprüche 7 und 8 sind auf die spezielle Ausbildung und Lagerung des Stators als Zentralrohr in Verbindung mit der Lagerung gerichtet.
  • In dem Gehäuse 2 ist ein Verteiler 3 befestigt, der auch die Steuerplatte 6 trägt. Durch den Verteiler 3 und die Steuerplatte 6 ist die Antriebswelle 5 hindurchgeführt.
  • Die Antriebswelle treibt eine Zylindertrommel 7 mit Kolben 8. Die Verbindung zwischen der Antriebswelle 5 und der Zylindertrommel 7 erfolgt über eine Verzahnungshülse 38 aus Kunststoff oder ähnlichem dämpfenden Werkstoff mit einem Innen- und Außenzahnprofil zur Übertrages des Drehmomentes. Für eine entsprechende Vorspannung sorgt eine Schraubenfeder 39.
  • An dem Gehäuse 2 ist mit Hilfe eines Spannbandes 35 una unter Zwischenschaltung eines Dichtungsringes 37 eine Gehäusekappe 4 befestigt, welche die übrigen Bauteile der Axialkolbenpumpe umgibt. Dieses sind insbesondere die Schrägscheibe 10, an der sich die Gleitschuhe 11 abstützen. Die Gleitschuhe 11 sind durch eine Andrückplatte 9 gegen die Schrägscheibe 10 vorgespannt.
  • Die einseitig aus dem Gehäuse 2 herausgeführte Antriebswelle 5 ist in einem Gleitlager 52 mit entsprechenden Lagerschalen und Lagerringen gelagert. Ein Dichtungsring 53, der mitrotiert, sorgt für eine entsprechende Abdichtung. Er wird durch mehrere Federn 56 vorgespannt. Ein Stift 55 stellt sicher, daß sich der Dichtungsring 53 mitdreht. Ein Deckel 54 bilden den Verschluß des Gehäuses 2.
  • Der eigentliche Stator der Axialkolbenpumpe wird durch ein Zentralrohr 41 gebildet, das über zwei Dämpfungsringe 57 aus Kunststoff in dem Gehäuse 2 gelagert ist. Dieses Zentralrohr 41 bildet praktisch einen Stützrahmen zur Aufnahme sämtlicher hydraulischer Kräfte,und zwar sowohl in axialer als auch in radialer Richtung. Das Zentralrohr dient der Abstützung der den Rotor bildenden Zylindertrommel 7, und eines Zapfenringes 42 zur Führung der Schrägscheibe 10 sowie zur Befestigung des Steuerbodens 22, welcher die axialen Kräfte der Schwenkkörper-Lagerung aufnimmt.
  • Die Abstützung der Zylindertrommel erfolgt über einen frei umlaufenden Lagerring 43, der eine Anzahl radialer Schmierbohrungen 48 aufweist. Die Zylindertrommel 7 wird von einer Hülse 45 aufgenommen, die sich axial und radial gegen den Lagerring 43 abstützt. Die Hülse bildet mit der Außenfläche der Zylindertrommel 7 eine Passung, die eine relative axiale Bewegung ermöglicht. Eine relative Drehbewegung wird durch einen Stift 46 verhindert.
  • Für den ruhigen Lauf des Lagerringes 43 sorgen Wellenfedern 47, die eine axiale Vorspannung erzeugen. Die Vorspannung bildet gleichzeitig die statische Anpressung der Zylindertrommel 7 an die Steuerplatte 6.
  • Der frei umlaufende Lagerring 43 bildet mit der Hülse 45 einen inneren Schmierspalt Si und mit dem Zentralrohr 41 einen äußeren Schmierspalt Sa, so daß zwei Spalte - funktionstechnich betrachtet - in Reihe geschaltet sind. Die mittlere resultierende Seitenkraft aller auf der Druckseite der Pumpe belasteten Kolben verläuft in Richtung des Pfeiles Z (Fig. 6) und belastet den Lagerring 43 mittig.
  • Der Aufbau von zwei hochbelastbaren hydrodynamischen öldruckfilmen in den Spalten Si und Sa wird unterstützt durch zwangsweise vor der Druckzone über eine Mengendrossel zugeführtes Drucköl von der Hochdruckseite der Pumpe. Die Zuführung geschieht über eine Versorgungsleitung 51. Durch die radialen Schmierbohrungen 48 in dem Lagerring 43 wird der Schmierspalt Si versorgt. Zum Aufbau eines tragfähigen hydrodynamischen Schmierfilms an den Seitenflächen des Lagerringes 43 sind entsprechend ausgebildete, drehrichtungsabhängig geformte Schmierkanäle 50 an dem Wulst 44 der Hülse 45 ausgebildet. Hierdurch wird der Lagerring 43 während des Betriebes mit Planschöl aus dem Pumpengehäuse umflutet.
  • Die Abstützung des Lagerringes 43 auf der anderen Seite erfolgt gegen einen mit Durchbrüchen versehenen Stützring 49. Bedingt durch die beschriebene Umflutung des Lageringes 43 bildet sich auch im Spalt zu dem Stützring 49 im Betrieb ein hochbelasteter hydrodynamischer Schmierfilm aus.
  • Das Zentralrohr 41, der Zapfenring 42, der Stützring 49 und die Steuerplatte 6 sind als Statorteile zu betrachten.-Die Zylindertrommel 7 mit der Hülse 45 drehen sich mit Pumpendrehzahl. Infolge der viskosen Flüssikgeitsreibung in den Schmierspalten Si und Sa wirkt im Betrieb auf den Lagerring 43 ein Schleppmoment, so daß sich dieser bei normalen Betriebsbedinungen (ca. 100° C) etwa mit der halben Pumpenantriebsdrehzahl dreht.
  • Da es sich bei der veranschaulichten Axialkolbenpumpe um eine solche mit veränderlichem Hubvolumen handelt, ist die Schrägscheibe 10 schwenkbar gelagert, so daß sich bei Schwenkung um eine entsprechende Querachse ein veränderlicher Kolbenhub ergibt. Bei der dargestellten Ausführungsform ist die Schrägscheibe 10 auf einem Schwenkkörper 12 verschraubt. Seitliche Führungsarme 13 des Schwenkkörpers 12 umfassen seitlich jeweils einen auf den beiden Zapfen 14 des Zapfenringes 42 drehbar gelagerten Gleitstein 15. Die Drehachse ist identisch mit der Quer-oder Zapfenachse M-M. Die Rückseite des Schwenkkörpers 12 besitzt in den Bereichen L einen Radius R, so daß sich bei der Drehung des Schwenkkörpers 12 um die Zapfenachse M-M eine Linearbewegung der Laufplatte 16 ergibt. Infolge der großen axialen Kolbenkräfte in der Druckzone entsteht zwischen dem Schwenkkörper 12 und der Laufplatte 16 ein Reibschluß, ähnlich wie eine belastete Walze auf einer ebenen Unterlage .abrollt, nur mit dem Unterschied, daß hier die Walze - sprich Schwenkkörper 12 - in der Achse M-M fixiert ist, und die Unterlagen - sprich Laufplatte 16 - sich quer zur Achse M-M bewegt. Der Schwenkkörper 12 und die Laufplatte 16 sind über Führungsnuten und -rollen 17 gekoppelt.
  • Unter Zugrundelegung der Darstellung der Fig. 4 verläuft die Bewegung der Laufplatte 16 in der Vertikalen. Die Laufplatte 16 stützt sich wiederum auf zwei Linearrollenlager 18 ab, die auf Fixplatten 19 abrollen. Zur Lagesicherung der Linearrollenlager 18 dient ein Käfig 20, der wie ein Rahmen die Linerarrollenlager umfaßt und spielfrei in der jeweiligen Stellung sichert.
  • Bei Einleitung einer Schwenkbewegung durchläuft die Laufplatte 16 die doppelte Wegstrecke wie der Käfig 20 bzw. die Linearrollenlager 18.
  • Die Fixplatten 19 liegen auf Dämpfungsplatten 21 aus Kunststoff auf, die wiederum in entsprechenden Kammern in dem Steuerboden 22 angeordnet sind. Der Steuerboden 22 ist mit dem Zapfenring 42 verschraubt.
  • Durch entsprechende Berechnung der Steifigkeit der Laufplatte 16, der Fixplatten 19 und der Dämpfungsplatten 21, kann die elastische Durchbiegung dieser gesamten Lagerstelle so beeinflußt werden, daß sich die über eine Linienberührung (Hertz'sche Pressung) zwischen Schwenkkörper 12 und Laufplatte 16 eingeleitete Lagerkraft gleichmäßig auf alle Wälzkörper der Linearrollenlager verteilt. Durch die Dämpfungsplatten 21 aus Kunststoff werden die Betriebsgeräusche und die Schwingungen der Pumpenmechanik vom Steuerboden 22 isoliert.
  • Die vom jeweiligen Schwenkwinkel des Schwenkkörpers 12 abhängige Stellung der Laufplatte 16 und des Käfigs 20 mit den beiden Linearrollenlagern 18 wird geometrisch eindeutig bestimmt durch zwei jeweils außen am Käfig 20 angeschraubte, drehbare Laschen 23. Die Laschen sind in den Kopplungspunkten auf Büchsen aus Kunststoff gelagert.
  • Im Steuerboden 22 ist der Pumpenregler 24 mit dem Ver= stellkolben 25 untergebracht. Der Verstellkolben 25 ist als Differentialkolben ausgebildet. Am Stangenende des Verstellkolbens ist ein Joch 26 angeschraubt, das in Form einer Gabel einen Bolzen 27 umfaßt. Der Bolzen ist in einer Brücke 28 drehbar gelagert. Die Brücke 28 ist mit dem Schwenkkörper 12 verschraubt.
  • Die druckabhängig vom Pumpenregler 24 geregelte Position des Verstellkolbens 25 wird somit formschlüssig auf den Schwenkkörper 12 übertragen, d.h. einer bestimmten Stellung des Verstellkolbens.entspricht ein bestimmter Winkel der Schrägscheibe 10 und damit einem bestimmten Hubvolumen der Pumpe.
  • Die Abstützung des Schwenkkörpers 12 über die beschriebene Lagerung mittels Linearrollenlager auf dem Steuerboden 22, in dem auch die komplette Pumpenregler mit Verstellkolben untergebracht ist, ergibt infolge der Verschraubung mit dem Zapfenring 42 und dem Zentralrohr 41 eine äußerst kompakte, steife und damit schwingungsarme Konstruktion, die auch insbesondere hinsichtlich der Geräuschemission erhebliche Vorteile bildet.
  • Wie beim Betrachten der Fig. 3 deutlich wird, sind in der Steuerplatte 6 Steuerschlitze 32 und 33 ausgebildet, die für eine Verbindung mit der Saugleitung 30 bzw. der Druckleitung 31 sorgen. Hülsen 34 aus Kunststoff stellen eine schalltechnische Abkoppelung des Verteilers 3 vom Gehäuse 2 dar und tragen deshalb zur Geräuschdämpfung bei. Von der Druckseite wird eine Leitung 36 mit Drucköl versorgt, die wiederum den Pumpenregler 24 als auch den Kanal 51 mit Drucköl versorgte
    • Bezugszeichen
    • 1 Flansch
    • 2 Gehäuse
    • 3 Verteiler
    • 4 Gehäusekappe
    • 5 Antriebswelle
    • 6 Steuerplatte
    • 7 Zylindertrommel
    • 8 Kolben
    • 9 'Andrückplatte
    • 10 Schrägscheibe
    • 11 Gleitschuh
    • 12 Schwenkkörper
    • 13 Führungsarm
    • 14 Zapfen
    • 15 Gleitstein
    • 16 Laufplatte
    • 17 Führungsrollen
    • 18 Rollenlager (linear)
    • 19 Fixplatte 2 St
    • 20 Käfig
    • 21 Dämpfungsplatte 2 St
    • 22 Steuerboden
    • 23 Laschen
    • 24 Pumpenregler
    • 25 Verstellkolben
    • 26 Joch
    • 27 Bolzen
    • 28 Brücke
    • 29 gekrümmte Fläche 30 Saugleitung
    • 31 Druckleitung
    • 32) Steuerschlitze
    • 33
    • 34 Hülse aus Kunststoff
    • 35 Spannband
    • 36 Ölbohrung
    • 37 Dichtungsring
    • 38 VerzahhungshÜlse
    • 39 Schraubenfeder
    • 40 Gehäusekappe
    • 41 Zentralrohr
    • 42 Zapfenring, zweiteilig
    • 43 Lagerring
    • 44 Wulst an 45
    • 45 Hülse
    • 46 Stift
    • 47 Wellenfeder
    • 48 Schmierbohrung
    • 49 Stütztring
    • 50 Schmierkanal
    • 51 Versorgungsleitung f. 50
    • 52 Gleitlager
    • 53 Dichtungsring
    • 54 Deckel
    • 55 Stift
    • 56 Federn
    • 57 Dämpfungsring

Claims (8)

1. Hydraulische Axialkolbenmaschine der Schrägscheibenbauart mit einer einseitig nach außen geführten, im Gehäuse gelagerten Welle für die Zylindertrommel und mit einem Lager zwischen Stator und Zylindertrommel, dadurch gekennzeichnet, daß das Lager zwischen Stator (41) und Zylindertrommel (7) einen schwimmend und frei umlaufend angeordneten Lagerring (43) aufweist.
2. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Lagerring (43) mit radialen Schmierbohrungen (48) versehen ist, die mit Drucköl (bei 51) versorgt werden.
3. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckölversorgung (51) in Drehrichtung gesehen kurz vor der Druckzone des Lagers erfolgt.
4. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckölversorgung über eine Mengendrossel (nicht gezeigt) erfolgt.
5. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Lagerring (43) und der Zylindertrommel (7) eine Hülse angeordnet ist, die durch ein Federpaket (47) mit einem Wulst gegen die angrenzende Seitenfläche des Lagerringes (43) vorgespannt ist.
6. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß in' dem Wulst (44) zur Drehrichtung geneigt verlaufende, auf die Seitenfläche des Lagerringes (43) gerichtete Schmierkanäle (50) ausgebildet sind.
7. Axialkolbenmaschine nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Stator ein Zentralrohr (41) aufweist, an.dem sich der Lagerring (43) abstützt und das mit der Schrägscheibenlagerung(42, 22) verbunden ist.
8. Axialkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Zentralrohr (41) und dem Gehäuse (2) mindestens ein Dämpfungsring (57) aus Kunststoff oder dergleichen angeordnet ist.
EP83102219A 1982-04-02 1983-03-07 Hydraulische Axialkolbenmaschine Expired EP0090952B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE3212374 1982-04-02
DE19823212374 DE3212374A1 (de) 1982-04-02 1982-04-02 Hydraulische axialkolbenmaschine

Publications (3)

Publication Number Publication Date
EP0090952A2 true EP0090952A2 (de) 1983-10-12
EP0090952A3 EP0090952A3 (en) 1984-03-28
EP0090952B1 EP0090952B1 (de) 1987-07-01

Family

ID=6160125

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP83102219A Expired EP0090952B1 (de) 1982-04-02 1983-03-07 Hydraulische Axialkolbenmaschine

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP0090952B1 (de)
JP (1) JPS58185983A (de)
DE (2) DE3212374A1 (de)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102242700A (zh) * 2011-06-28 2011-11-16 张坚 新型变量油泵

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1528534A1 (de) * 1964-11-19 1970-04-30 R & D Serck Ltd Fluessigkeitsmotor
DE2034399A1 (de) * 1969-08-21 1971-02-25 Caterpillar Tractor Co , Peona, 111 (VStA) Hydrodynamisches Drucklager fur Pumpen oder Motoren mit Axialkolben
DE2036868A1 (de) * 1970-07-24 1972-01-27 Integral Ltd., London Taumelscheibenpumpe oder -motor
DE2101078A1 (de) * 1971-01-12 1972-08-03 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Axialkolbenmaschine

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4220922B1 (de) * 1960-04-28 1967-10-18
JPS4411531Y1 (de) * 1965-08-24 1969-05-14
US3898917A (en) * 1974-01-31 1975-08-12 Abex Corp Variable displacement fluid translating device

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1528534A1 (de) * 1964-11-19 1970-04-30 R & D Serck Ltd Fluessigkeitsmotor
DE2034399A1 (de) * 1969-08-21 1971-02-25 Caterpillar Tractor Co , Peona, 111 (VStA) Hydrodynamisches Drucklager fur Pumpen oder Motoren mit Axialkolben
DE2036868A1 (de) * 1970-07-24 1972-01-27 Integral Ltd., London Taumelscheibenpumpe oder -motor
DE2101078A1 (de) * 1971-01-12 1972-08-03 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Axialkolbenmaschine

Also Published As

Publication number Publication date
EP0090952B1 (de) 1987-07-01
EP0090952A3 (en) 1984-03-28
DE3372299D1 (en) 1987-08-06
DE3212374A1 (de) 1983-10-06
JPS58185983A (ja) 1983-10-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE3142990C2 (de)
EP0102915B1 (de) Hydraulischer Radialkolbenmotor
EP0220175B1 (de) Hydraulische axialkolbenmaschine
DE69403881T2 (de) Spiralverdichter
DE19808101A1 (de) Stufenlos variables Getriebe vom Torus-Typ
EP2024638A1 (de) Axialkolbenmaschine mit hydrostatischer auflage des niederhalters
DE3239175C1 (de) Lagerung des triebflansches einer axialkolbenmaschine in schraegachsen-bauart.
DE3882997T2 (de) Selbstgesteuerte durchbiegungseinstellwalze.
DE3018711C2 (de) Axialkolbenpumpe
EP1474617A1 (de) Drehgleitlager
EP0090953B1 (de) Hydraulische Axialkolbenmaschine
DE2947553A1 (de) Lagerung der triebwelle einer axialkolbenmaschine in schraegachsenbauweise
DE3233579A1 (de) Axialkolbenmaschine
WO2003069173A1 (de) Drehgleitlager
EP0728945A1 (de) Axiakolbenmaschine
EP0090952B1 (de) Hydraulische Axialkolbenmaschine
DE1728310A1 (de) Druckmitteluebertragungseinrichtung
EP0090206B1 (de) Hydraulische Axialkolbenmaschine
DE60310370T2 (de) Radialdrehkolbenmaschine
EP0384974A1 (de) Hydrostatische Maschine
DE19752021B4 (de) Hydrostatische Axialkolbenmaschine
DE102019217204A1 (de) Axialkolbenmaschine mit in der Verteilplatte gelagerten Antriebswelle
DE69019152T2 (de) Lagerschmierung in axialkolbenfluideinrichtungen.
DE3725156C2 (de)
DE1625152B2 (de) Lagerung fuer die axialkolbenpumpe eines hydrostatischen getriebes

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Designated state(s): DE FR GB IT

PUAL Search report despatched

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009013

AK Designated contracting states

Designated state(s): DE FR GB IT

RHK1 Main classification (correction)

Ipc: F04B 1/20

17P Request for examination filed

Effective date: 19840814

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: ABEX CORPORATION

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE FR GB IT

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT;WARNING: LAPSES OF ITALIAN PATENTS WITH EFFECTIVE DATE BEFORE 2007 MAY HAVE OCCURRED AT ANY TIME BEFORE 2007. THE CORRECT EFFECTIVE DATE MAY BE DIFFERENT FROM THE ONE RECORDED.

Effective date: 19870701

REF Corresponds to:

Ref document number: 3372299

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19870806

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 19900202

Year of fee payment: 8

ITTA It: last paid annual fee
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Effective date: 19911129

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 19920410

Year of fee payment: 10

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 19920415

Year of fee payment: 10

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Effective date: 19930307

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 19930307

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Effective date: 19931201