本发明涉及一种径向活塞型的旋转排量(displacement)机器。

虽然本说明书论述了例如用作在一工作流体(例如空气、水、油)上工作的 一泵或一马达的一径向活塞型旋转排量机，应该理解本发明的揭示内容同样可应用 于一内燃机类型的排量机器，即一旋转排量机器，其中传统地在它的圆筒式缸室内 对易燃混合物点火。

长期以来已知的径向活塞旋转排量机包括：

—一支承结构；

—一中心安装的分配件；

—一旋转单元，它包括设置有许多沿径向延伸的圆筒形腔室，其中每个腔室 包括被安装成用于以一第一方向、沿着一第一轴线滑动的一活塞，该第一轴线与各 自的圆筒形腔室的纵向中心线共轴线；

—抵抗来自诸活塞的径向推力用的装置，所述装置形成与一内环组合的一轴 承；

—装载旋转单元的一支承装置；以及

—用于保持分配件对转子的同轴线关系的对准装置。

对于这些传统设计的旋转排量机器遇到了下列基本问题：

(1)由于活塞头与轴承的内表面是点接触，产生了不能接受的集中载荷，从 而仅仅能够将该设计应用于在较低压力下工作的、具有较小直径的活塞的机器上；

(2)该点接触不可能实现适当的液压平衡；

(3)没有提供用于活塞的压力波动控制；因此，在液压回路中的任何压力下 降易于造成活塞跳动，离开轴承环和产生冲击，这会损害活塞头以及推力环；

(4)该设计的一旋转排量机器没有用于使转子和推力环同步旋转以及防止活 塞头对该环的内表面摩擦的结构；

(5)该设计的一机器的诸活塞没有安装密封环；

(6)转子可能与分配件摩擦接触，因此降低了该机器的总机械效率；

(7)不能够实行分配件对活塞行程的时间调节。

因此，本发明的一主要目的是保持活塞处于控制作用之下，而不会让活塞失去 与推力环的表面接触。

此外，本发明的附加目的是提供没有上述缺点的一种径向活塞旋转排量机器。

由按照权利要求1的一种径向活塞旋转排量机实现了该目的。

现在参照下列附图叙述本发明，附图示出了本发明的一非限制性实施例：

图1是通过本发明的径向活塞旋转排量机器的一纵剖视图；

图2是沿着图1的线“A-A”截取的一横剖视图；

图3示出了结合在图1和2的旋转排量机中的一基本圆柱形的分配件；

图4示出了结合在图1和2的旋转排量机中的一活塞；

图5示出了结合在图1和2的旋转排量机中的一啮合滑动导轨(engagement slide rail)；

图6示出了结合在图1和2的旋转排量机中的一转子轴承的推力环(内环)； 以及

图7示出了使转子的旋转和轴承内环的旋转同步的一装置。

在图1和2中以标号“10”示出了按照本发明的一径向活塞旋转排量机。

机器10包括被构造成进入由一罩盖12形成的一基本封闭的壳体的一主体11。 主体11和它的罩盖12由螺栓紧固件13和14保持在一起。

还是如图1所示，螺栓13(也用于将机器10固定于一支承结构，未示出)穿 过分别通过主体11和罩盖12形成的通孔11a和12a，以及将螺钉14拧入也形成 在本体11和罩盖12中形成的两螺孔11b和12b。所示的实施例具有四个螺栓13 (在图1中仅示出了一个)和两个螺钉14(在图1中仅示出了一个)。

在主体11与罩盖12之间的空间容纳任何一种流体的一分配件15。分配件15 呈现围绕一轴线A的基本圆筒形，更详细地示出在图3中。

如以下所说明的，分配件15被安装成在由罩盖12所形成的空间内浮动，但 不围绕也形成为它的纵向中心线的轴线A旋转。

另外，分配件15被一旋转单元16(图1)包围，该单元包括被设置成围绕与 分配件15的为相同的轴线A转动的一转子17。

转子17传统地形成有多个沿径向延伸的圆筒形腔室18(在图1中仅示出了两 个)，每个腔室适于接纳各自的一活塞19，用于沿着一径向(a)运动，如随后将 较详细地叙述那样。

如图1和3所示，分配件15形成有两个凹槽15a、15b和四个挖去部分15c -15f。挖去部分15c、15f和15d、15e各设置有一加强肋20和21。

如从组合的图3a、3b和3c可以看出的那样，凹槽15a与挖去部分15d、15e 通过一对管道22和23连通，由管道24和25建立了在凹槽15b与挖去部分15c、 15f之间的流体连通。

管道22-25在它们的左端是畅开的，如图3a所示。

如图1和2所示，随着转子17围绕轴线A旋转，各径向圆筒形腔室18将顺 序地与挖去部分15c-15f流体连通。

在所示的实施例中，假定机器10是作为一液压马达工作的，将通过管道22、 23对机器10施加被加压的油，然后该油通过管道24、25排出。为此，罩盖12设 置有一油吸入装置26，该装置用于将被加压的油从一远距离的油源输入，并设置 有一油排放装置27。

具体地，吸入装置26包括在分配器15内的上述凹槽15a(图3a-b)、在罩 盖12内形成的、离开轴线A的一偏置位置的一相应凹槽26a以及一吸入孔26b。

同样，排放装置27包括在分配器15内的上述凹槽15b(图3a-b)、在罩盖 12内形成的、离开轴线A的一偏置位置的一相应凹槽27a以及一排放孔27b。

在这例子中，油沿箭头F1的方向流入，沿箭头F2的方向流出。

如图1所示，每个活塞19藉助将要叙述的装置与一轴承29的推力环28啮合。

并且，环28是旋转单元16的一组成部分，如以上所述，该单元包括转子17 和诸活塞。

换句话说，推力环28还形成一组合轴承的内环，该轴承又包括一外环30和 传统地设置在内环28与外环30之间两套圆柱形滚子31。

多个滚子31和外环30的组合提供了抵抗来自诸活塞19的径向推力的一装置。

同样，设置组合轴承装置C1、C4，以支承旋转单元16和承受来自诸活塞9的 作用力，以及设置对齐的组合装置C2、C3，以保持分配器15和转子17沿着轴线 A的同轴线关系，关键在于由诸活塞19的数量为奇数的条件进行了这对齐。

本文的术语“组合轴承”包含轴承诸滚道直接形成在机器的诸构件上的一设 计，即不提供诸中间环。

有利地，轴承C1-C4是一压配合，以防止分配件15的轴线A的蠕动。

外环30保持静止和具有总体与轴线A偏置的一中心线B；能够由一调节器33 (图2)沿径向改变它，用于调节在中心线A和B之间的偏距EC(图1)。

调节器33是一传统设计，在本文中不进行进一步的叙述。此外，调节器33 可以是一机械的、液压的、机电的或其它操作的装置。

旋转单元6被传统地驱动。在机器以液压马达方式工作的一使用中，在机器 10中由旋转单元16、尤其是转子17、由于推靠着环28的诸活塞头19以及由于诸 推力偏置了EC距离，将压头和传送速率转变成旋转功率。对于单元16的旋转， 这偏置EC是必需的。如果偏置距离EC为零，因为推压环28将进入一停止状态， 所以不可能旋转。

如以上所述和图4所示，各活塞19被成形为与环28啮合。由包括用一螺钉 44固定于旋转环28的一滑动导轨43(图5)的轮廓形状实现了滑动啮合。滑块45 (图4)整体形成在活塞19的头部上，以允许活塞19相对于环28有少量运动。 如图2所示，滑块45沿着滑动导轨43的运动发生在沿着垂直于上述轴线(a)的 一轴线(b)的一直线方向，活塞沿着轴线(a)沿径向运动。如以上所述，轴线(a) 也是径向圆筒形腔室18的中心线，活塞19在该腔室中可运动。

换句话说，诸滑动导轨43垂直于轴线(a)的方向延伸，以及保证不可能发 生活塞19的轴线(a)相对于腔室18的轴线的翘起。

需要活塞19沿着轴线(b)的这些运动以适应用于在旋转单元16的旋转期间 普遍具有的几何状态的活塞定位。在图5中更详细地示出了这实施例中的滑动导轨 43。

滑动导轨43包括一本体43a，该本体形成有按纳拧入其中的螺钉44(图1) 的一螺孔43b。突出于本体43a的两个钳口43c啮合于滑块45，如以上所述后者与 活塞形成为一整体。

在未示出的一实施例中，滑动导轨43与环28为整体。

与环28为整体而制成的滑动导轨43和与活塞头19整体地形成的滑块45的 功能对于本发明是必不可失的内容。如以上所指出的，在一可购得的实施例中，活 塞19的头部被安装成仅搁置在推力环28上。如此，经过液压回路的包括一压降的 波动易于引起活塞19运动离开环28的表面。随着旋转运动的继续，活塞必须满足 几何和运动学条件，这些条件将促使它返回靠于环28的内表面，从而开始了一系 列的活塞19在该环上的撞击，这会严重地损坏活塞头19和内环28的表面。

因此，在本发明中重要的是活塞19的头部不能变成为从环28的内表面分离， 从而经过液压回路的压力波动将不损坏上述零件。

同样，内环28可以有利地被形成为一基本正弦形状，使两套滚子31能够被 接纳在两侧滚道中，成套滚子位于滑动导轨43的任一侧上。

现在返回参考图4，可以看到活塞19和它的被附连的滑块45形成有用于降低 惯性的、通过它横钻出的一对减轻重量的孔46。此外，活塞19沿着轴线(a)钻 有一小孔47，以允许一定数量的油流入在活塞19自身的头部内的一凹槽48。通过 孔47进入的油的数量液压地平衡于作用在活塞19上的力。

如图4b所示，诸孔46的诸中心线相互平行延伸，横向于孔47的轴线(a)。 这使活塞19被减轻了重量，而对于孔47的直径没有影响。在另一没有示出的实施 例中，诸孔46不是通孔，但是在孔47上径向会聚至一点，稍许缩短它。

活塞19的外表面形成有一凹槽49(图4a-b)，该凹槽能够接纳一密封环(未 示出)。此外，在凹槽49的位置处相互相对地形成两切去部分49a，如图4a-c所 示。这些切去部分49a能安装所述密封环(未示出)。

如图4a-b所示，形成了凹槽48与其分离的远表面，用于限制活塞19的边 缘与它的腔室18之间的间隙。

图4e示出了活塞19的另一可替代的实施例，它不同于在图4a-d中所示的、 仅在于活塞19的诸前表面之一的结构。

在这实施例中，图4a-b所示的凹槽48由一凹槽49b代替，该凹槽配合于活 塞19的头部表面的外形。这凹槽49b与通过两径向通道49c的孔47流体连通。这 结构提供了在要求改进液压动力作用时所需的增大的表面积。

在图6中示出了环28的一修改实施例，其中环28被分开，以提供两个单独 的部分28a、28b，这两部分能够用一套螺钉28c(在图6中仅示出了两个螺钉28c) 连接在一起。

这实施例允许带有诸活塞19和诸关联的滑块45的转子47插入部分28a，而 不与插入部分28a的较小直径发生干涉。由于能够使用较长的圆柱体19和较长的 行程，所以这使系统排量显著增加。

另外，能够提供两零件形成的一外环30，这两零件能够传统地、例如沿着它 们的中心线进行的焊接装配在一起。

并且，如图1所示，活塞19相当短，以及属于内环28的啮合结构的部分， 与在任一死点处的活塞19(图1的上半部)，是位于相应腔室18内。这样大大地 缩小了机器10的横剖面外形，因此也就减小了在旋转单元16的旋转期间的运动质 量的惯性。

图1示出了转子17通过轴承对C2、C3装载分配件15。

而且，对于轴承C1-C4和轴承29的任一个可以有利地使用盘—保持架(disk -cage)轴承GAB，如在WO 01/29439中所述以及在此仅对轴承29示出了此轴承。 可选择地，可以封闭保持架GAB，即，如在上述专利中所述，非剖分式保持架而 不是拼合式保持架。

通过对于机器的诸轴承使用非拼合的盘式保持架GAB，能够显著地延长轴承 的使用寿命。非拼合盘式保持架GAB有效地使滚子的损耗下降到7-10％，而传 统的保持架设计为30％。这代表了在可许用的载荷和速度以及相应的输出功率方 面的一重大改进。虽然各保持架BAG被示为它的相关联的成套滚子对中心地安装， 但是对于保持架GAB可以提供不同的结构，成套滚子31在周边被安装。

在所示实施例中，这些轴承C2和C3沿着轴线A的间距相当小。因此，有效 地避免了分配件15的偏斜对转子17的摩擦，甚至在这些零件之间的间隙是相当小 的情况下也是如此。

如图1和3所示，包含在两轴承C2和C3之间的和在液体分配过程中所涉及 的分配件15的表面具有分别面对挖去部分15d、15e和15c、15f的部分S1′、S3′、 S1″、S3″。

这些部分S1′、S3′、S1″、S3″和在转子17的凹槽CAV的相应表面S2和S4 可以是锥形的，而不是附图中所示的圆柱形状。虽然S1′和S3′具有一单根圆锥母线， 这是因为在一侧上有S1′、S3′对，以及在凹槽CAV侧上有S2、S4一对。因此，可 以通过沿着轴线A移动分配件15调节允许漏入分配件区域的油的数量。因此，能 够代之以提供一实际上完全的密封。

或者，能够提供综合考虑的结构，例如该结构允许液压油显著泄漏，以便润 滑其它系统零件。

在挖去部分15、15处的油的加压必定会产生径向载荷，这载荷在某种程度上 将传送到分配件15的表面S1″和S3″上。同样，在挖去部分处的油的加压必定会产 生径向载荷，这载荷在某种程度上将传送到分配件的表面S1′和S3′。如果要防止分 配件15对于转子17中的凹部CAV的摩擦接触，这样就必须液压地平衡这些径向 载荷。为此，以及如图3a和3c所示，提供了通道CAN1，这通道使管道25与分 配器的表面S3′流体连通。表面S1′、S2′和S3′是类似地与它们的相应管道连通。例 如，表面S3″通过通道CAV2(图3c)与管道22流体连通。因此，对于在一侧上 的表面S1′、S3′、S1″、S3″和另一侧上、凹部CAV的表面S2、S4之间的流体产生 一通道。

这通道用来平衡诸液压力。

其结果，仅要求轴承C2和C3承载除了由于任何不精确的平衡所产生的载荷 之外的、来自在分配件15与径向圆筒形腔室18之间的互连区域的交替载荷。

并且，这结构的新颖性在于：在轴承C2的左边的分配件部分15在罩盖12之 下是自由浮动的。罩盖12中的孔F导致了分配件15的浮动特性。

为了防止通过在分配件15的外表面与孔F的表面之间的一间隙漏油，在装置 26、27的任一端提供了环状密封件AN。这些环状密封件AN配合在形成于罩盖12 中的孔F的表面上形成的闭合座(closed seat)内。在这里“闭合座”是指形成在罩 盖12内的一环形凹部。而且，有利地，诸环AN由对于预定的压力、温度和间隙 量的适当材料(钢、聚四氟乙烯(γ)等)制成。

分配件15的浮动特征对于本发明也是必不可少的。

事实上，无论如何必须防止分配件15的外表面接触于转子17的内表面。通 过防止所有接触不发生摩擦阻力，以使效率达到最大。

通过防止所有接触，也解决了由于油所引入各种微粒的污染问题。

本发明的所有运动零件最好是、但不一定必要地是达到60HRC硬度的表面硬 化零件。但是，靠近挖去部分15c-f的分配件表面S1′、S1″、S3′、S3″、S2和S4 (也见图3c)应该有利地具有1400HV或以上的硬度。

通过如以上所述的提供轴承C2、C3和平衡的液压系统，不一定需要使用任何 耐摩金属，例如在转子的结构中采用青铜和其它铜合金、铸铁、铝合金等制造。

通过提供一浮动的分配件15，机器10能够被调整到具有较佳性能。

任何活塞机器都存在可变的定时问题。腔室注入或排放功能要求按照例如压 力、旋转等这些因素相对于死点提前或迟后。

通过具有不连接于任何其它零件的分配件15，使用未示出的装置能够按要求 转动某一角度，以提前或迟后吸入和排放相位。

必需通过存在间隙以及通过一变化的压力、转动、位移等才可以进行相位调 节。由于优化了吸入和排放相位，该系统将运行得更安静和振动变得很微小。此外， 诸轴承延长了它们的使用寿命，并使机器10的输出转矩更稳定。

因为各机器10被单独调节时间，所以分配件15的任何重新调节都是一反复 试验过程。

并且，当分配件15被转动180°时转子17反向运动。

除了上述角度调节，以及如果机器10是以泵方式以及马达方式工作，以致在 任何一情况下分配件15将起作用，那么必须使用两凹部GF离开中心线M的偏置 (见图3a)执行轴向调节(沿着轴线A)。

从而，为了安静的无振动运行应该提供两凹部GF供使用，一个用于机器10 的泵方式工作时和另一个用于马达方式。

当机器10作为一顺时针或逆时针旋转泵工作时，为了选择凹部GF沿着轴线 位置移动也是重要的。

本领域的一熟练人员将会认识到通过使分配件15在角度方向和沿着轴线A轴 向移动，能够满足在机器10上的多种要求。

另外，本发明包括一十字连接盘50(图1和7)，从而活塞19推靠的轴承29 的环28能够完全与转子17同步转动。

十字连接盘50还有效地使活塞19对于在它的腔室18内部引导的要求降至最 小。

在这里使用“引导”是指在活塞19运动到腔室18之外、它的最远位置时保 持与活塞接触的腔室壁的那部分。

十字连接盘50和滑块45保持活塞19对准于腔室18，从而能够使用短的导向 体和缩小径向体积。

对比起来，在没有十字连接盘50的实施例中，必须提供其长度为活塞19直 径的50％和100％的一活塞导向体。

更具体地，如图7很清楚地所示，十字连接盘50包括由热处理钢有利地制造 的一板50a。50a形成有一中心孔50b以及接纳环28的两个凸榫52(图1)的两个 周边凹槽50c。设置两个棱柱形引导部分50d，以引导与转子17为整体的两个凸榫 53(在图1中仅以虚线示出了一个)的运动。将棱柱形引导部分50d连接至基本矩 形中心孔50b。中心孔50b的形状有效地仅使凸榫53沿着中心孔50b的长侧方向 运动。

将会理解的是：能够采用其它传统装置，例如一恒速接头、成对齿轮等保持 环28与转子17同步。

最后，在分配件15和转子17的紧密配合方面，可以有利地氮化转子配合表 面，以使它承受局部发热和避免咬住。

最后，以上所述的旋转排量机器能够用普通轴承代替滚子轴承29或C1或C4， 该普通轴承具有一滑动结构，该结构形成在至少一层耐磨塑料上，该耐磨塑料层通 过一多孔金属的一附加层结合在诸接触部分之一或一插入金属部分上。

这旋转排量机器10的优点是：

—与目前的排量机器比较，减少约70％的摩擦；因此排量机器的能够生产的 范围从1厘米3容量延伸到超过30000厘米3，同时保持一高效率；

—对于相同的尺寸，由于它能保持较高的速度，这系统较传统的机器具有较 高的功率输出；

—由于一较低的比载荷，能够增加工作压力和功率输出，由于所有运动零件 是表面硬化的，所以微粒污染决不会引起显著损坏；

—推力环和转子的旋转是精确同步的，使诸活塞和啮合装置不受损坏。

—一分配件是被安装成浮动的；

—能够通过旋转和/或轴向移动分配件调节该机器的时间；

—该转子排量机器在泵或马达方式中性能都同样很好；

—当该排量机器在泵方式工作时，仅仅通过改变分配件的轴向位置就能使该 泵顺时针或逆时针转动。

虽然已将本发明的机器基本叙述为一液压马达或一液压泵，但应该理解该机 器也能够用作一液压操作的变速器。