凸轮凸角结构的静液压径向柱塞单元的制作方法

1.本技术涉及静液压径向柱塞单元，更具体地涉及凸轮凸角马达或泵，或摆线马达或泵。详细而言，本技术涉及一种凸轮凸角结构的静液压径向柱塞单元的制动机构。


背景技术：

2.径向柱塞单元，即，径向柱塞泵和径向柱塞马达，广泛用于本领域中，例如用于重载应用中。例如，径向柱塞单元用于建筑、农业或林业设备领域中。径向柱塞单元的特征在于，当被供应加压的液压流体时(在径向柱塞马达情况下)，它们的工作柱塞沿径向方向相对于中心纵向/旋转轴线运动。通常，径向柱塞单元用于不需要高旋转速度但是需要高扭矩的液压应用中。径向柱塞单元显示出优于轴向柱塞单元(具有减小的轴向结构空间)的优点。
3.径向柱塞单元的一个特定应用是：作业车辆(例如履带式装载机) 的行走。经常，一个径向柱塞单元安装到作业运载工具的框架/主体的任一侧处。因此，框架和推进机构的几何形状受到径向柱塞单元尺寸的显著影响。在许多应用中，径向柱塞单元向驱动机构传递扭矩的位置是由其他部件预先设定的，而不是由与驱动机构相互作用的径向活塞单元设定。不过，已知技术中的径向柱塞单元呈现出沿轴向方向相对较大的长度和相对较大的直径。由于驱动作业车辆的径向柱塞单元必须集成到运载工具框架中，因而框架必须设计成能够接纳径向柱塞单元的固定部件 (例如固定壳体)，以能够支撑在运转条件下所产生/施加的扭矩。因此，希望尽可能多地减小所用径向柱塞单元的尺寸(特别是沿轴向方向的尺寸)，以减少供径向柱塞单元安装其上的框架的设计适配。
4.如果静液压径向柱塞单元用于推进应用中，经常需要驻车制动器确保静液压径向柱塞单元的故障保护操作。在此情况下，制动器仅在它们被主动释放时才允许运载工具运动。在驻车制动器的非活动状态，静液压径向柱塞单元以及运载工具的运动被阻止。在现有技术状态中，存在不同思路可用于为静液压径向柱塞单元提供驻车制动机构，例如附接到静液压径向柱塞单元壳体外侧的盘式制动器。作为可替代方案，制动器可布置在静液压径向柱塞单元壳体内侧，其中防护制动器免受污物或类似负面影响。不利的是，这种布置显著增大了静液压径向柱塞单元的轴向长度。
5.wo 2013/160145 a2公开一种具有旋转输出轴的径向柱塞机。为了减小径向柱塞机的轴向长度，驻车制动器的至少一部分布置在机壳与输出轴一部分之间。输出轴设计为旋转式，例如用于驱动车轮，车轮可紧固到输出轴处的输出法兰。


技术实现要素：

6.本技术的目的在于：提供一种径向柱塞单元，其尺度减小，特别是轴向长度减小，而且径向尺度/直径也减小。同时，所提供的径向柱塞单元将包括：驻车制动机构，其布置在径向柱塞单元壳体内，使得径向柱塞单元的轴向和径向尺度均不会显著增大。
7.为实现上述目的，本技术提供的凸轮凸角结构的静液压径向柱塞单元，包括：
8.非旋转的固定壳体，所述固定壳体包括通孔，所述通孔限定所述静液压径向柱塞单元的旋转轴线；
9.圆柱形的旋转壳体，所述旋转壳体在轴向重叠区域可旋转地安装到所述非旋转的固定壳体，在所述轴向重叠区域，所述非旋转固定壳体的前端部分和所述旋转壳体的后端部分重叠，使所述旋转壳体能够相对于所述固定壳体围绕所述旋转轴线旋转；
10.驻车制动机构，所述驻车制动机构包括在所述重叠区域中相邻布置的至少两个制动盘，其中，一个制动盘在旋转方向上相对于所述固定壳体固定，另一个制动盘在旋转方向上相对于所述旋转壳体固定；
11.端盖，所述端盖在所述静液压径向柱塞单元的背离所述旋转壳体的后端侧上封闭所述固定壳体；
12.其中，所述端盖将碟簧预紧抵靠在盘形制动活塞上以产生沿轴向的弹力，所述碟簧和所述制动活塞均位于所述固定壳体的所述后端部分中，所述弹力能够通过所述制动活塞传递到所述固定壳体中的轴向孔中布置的至少一个制动销，以在面向所述碟簧的所述制动活塞未被驱动为朝向所述端盖运动时，使各所述制动盘相互压靠。
13.根据本技术的静液压径向柱塞单元包括固定壳体，所述固定壳体包括通孔，所述通孔限定纵向轴线，纵向轴线也是静液压径向柱塞单元的旋转轴线。固定壳体设置为连接到作业运载工具的框架，即，在本说明书的含义中，根据本技术的径向柱塞单元的固定部分形成后端区域，其可固定地紧固到(例如)框架或支撑体。
14.在本说明书中，术语“径向”和“轴向”是指相对于固定轴的纵向轴线的方向。在本技术的范围内，“固定”意味着：不围绕纵向轴线旋转，例如当径向柱塞单元安装到作业运载工具时。
15.圆柱形的旋转壳体在轴向重叠区域旋转地安装到非旋转的固定壳体。在这个区域中，固定壳体的前端部分和旋转壳体的后端部分在轴向方向上重叠。因此，在所述重叠区域，旋转壳体的至少一部分布置在固定壳体的径向的外侧或内侧。由此，当旋转壳体能够相对于固定壳体围绕径向柱塞单元旋转轴线旋转时，旋转壳体的后端部分密封于固定壳体的前端部分。在旋转壳体与固定壳体之间的密封以这样的方式进行：两个壳体一起形成封闭的液密腔。旋转壳体与固定壳体之间的连接允许旋转壳体相对于固定壳体围绕旋转轴线(即，纵向轴线)旋转。
16.基本上，在所述固定壳体与所述旋转壳体之间的密封体的轴向位置限定正交于旋转轴线的密封面。因此，从外侧看，密封面将静液压径向柱塞单元壳体分为在密封面一侧上的固定部分(后端部分)和在密封面另一侧上的旋转部分(前端部分)。
17.在本技术的优选实施例中，所述固定壳体在后端部分处以防扭方式容纳固定轴。这意味着，固定轴和固定壳体均不会相对于彼此旋转。固定轴在由固定壳体和旋转壳体形成的内腔中与所述旋转轴线同轴布置。在突出于固定壳体的固定轴的前端部分处，布置有与所述固定轴防扭连接的固定缸体。所述缸体包括多个缸孔，各缸孔从缸体的周向表面沿径向向内延伸。
18.根据本技术的静液压径向柱塞单元还包括：驻车制动机构，其包括在重叠区域中相邻布置的至少两个制动盘，其中，一个制动盘在旋转方向上固定至固定壳体，另一个制动盘在旋转方向上固定至旋转壳体，由此至少一个制动盘沿轴向方向可动。如果静液压径向
柱塞单元包括多于两个制动盘，则各制动盘交替地在旋转方向上固定至固定壳体和旋转壳体，其中需设置为轴向可动，以使得：可通过将各制动盘(压缩)压紧到一起而实现制动效果，并通过降低压紧力而松开制动器。根据本技术，在旋转方向上固定的各部分不能相对于彼此旋转。
19.所述驻车制动机构包括阻止位置和旋转位置，在所述阻止位置，在该各制动盘相互压靠，在所述旋转位置，所述旋转壳体相对于所述固定壳体固定。根据本技术的优选实施例，制动盘可布置在固定壳体与旋转壳体之间的轴向重叠区域中，在轴向上接近密封面。
20.可利用碟簧将所述驻车制动机构朝向其阻止位置预紧，碟簧提供沿轴向方向作用于制动活塞上的预紧力并例如由固定到固定壳体后端的端帽/端盖支撑。端帽在静液压径向柱塞单元的背离旋转壳体(即，远离旋转壳体安装到固定壳体的轴向重叠区域)的端侧上封闭非旋转的固定壳体。
21.碟簧的轴向预紧力可经由制动活塞利用至少一个制动销(其沿轴向方向在制动活塞与制动盘之间延伸)传递到制动盘。至少一个制动销优选地布置在非旋转的固定壳体中的轴向孔中，轴向孔位于制动活塞的与碟簧相对的一侧上。因此，制动活塞将碟簧的预紧力传递到制动销，制动销使各制动盘相互压靠。
22.本领域技术人员将根据不同应用需求选择制动销和对应的轴向孔的数量、形状和布置。例如，可能优选的是，布置至少三个制动销，等距分布在以旋转轴线为中心的圆弧上。
23.可使用不同的方案将驻车制动机构切换到开启/释放位置。作为第一种方案，制动销密封例如在径向柱塞单元后端处在壳体的固定部分中形成的腔室。所述腔室也可通过多个部分(例如通过轴、通过固定壳体、制动销和通过制动活塞)形成。
24.因此，制动销的后端优选地以液体密封的方式附接到制动活塞。在制动销前端与固定壳体之间设置有另外的密封件。因此，通过固定壳体结合固定轴的后端前面、制动销引导孔和制动活塞形成压力室。如果加压的液压流体供应到该压力室，则制动活塞的释放面上产生力以抵消碟簧的预紧力并释放所述制动。由此，制动销的压紧力从制动盘松开，旋转壳体能够相对于固定壳体旋转。松开制动所需的开启压力取决于制动柱活塞释放面的尺寸(与碟簧所提供的预紧力相比)。弹簧预紧力可以是可调的，例如通过调节制动活塞与端盖的相对位置(通过端帽/端盖中的可调肩部或调节螺丝实现)实现。或者，也可以调整所述制动组件的长度，即制动盘的数量。
25.优选地，制动销的面向制动活塞方向的后端比制动销前端具有更大的直径。制动销的这种设计确保销总是接触制动活塞，无论制动器是否阻止固定壳体和旋转壳体的相对旋转。在阻止位置或当静液压径向柱塞单元朝向阻止位置运动时，制动活塞推动制动销抵靠制动盘，制动盘受压，例如被压靠于固定壳体的肩部。
26.如果加压的液压流体供应到先前提及的压力室以在制动活塞的释放面上产生力，则相同的压力施加于制动销的端表面。这种压力产生作用于制动销端表面上的力。由于制动销后端的直径更大，在该侧上将产生更大的力。因此，制动销沿制动活塞的方向运动直到其接触到制动活塞。然后，制动销保持接触制动活塞，即使当制动活塞沿朝向碟簧的方向(即，沿固定壳体端帽的方向)运动时也是如此。
27.对于体现本技术可替代实施例的第二个方案，压力室形成在轴向孔(制动销被布置其中并且沿轴向方向被引导)内。在制动销的前端和后端处设置密封，以封闭压力室。优
选地，也在此实施例中，制动销的面向制动活塞方向的后端比制动销前端具有更大的直径。如果压力供应到压力室，则制动销后端处由于直径更大而将产生更大的力。因此，制动销沿静液压径向柱塞单元后端的方向(即，沿所述制动活塞的方向)运动。如果在制动销与制动活塞之间存在间隙，则制动销将朝向后侧运动直到其接触到制动活塞。然后，压力室中的压力所产生的力利用制动销传递到制动活塞。如果所产生的力足够大以克服碟簧的预紧力，则碟簧被压缩且驻车制动器松开。
28.在根据本技术的一个实施例中，非旋转的固定壳体在通孔的内表面处包括环形槽，环形槽与非旋转的固定轴的外周向表面处的第一凹槽一起形成第一环形通路。根据本技术，制动销用于桥接制动活塞与制动盘(可布置在轴向重叠区域中)之间的轴向间隙。优选地，具有制动销的轴向孔布置在固定壳体中的第一环形通路的径向外侧。这确保能够在所述轴的外表面上为环形槽提供足够空间且在固定壳体的内表面上为第一凹槽提供足够空间。
29.根据本技术的制动设计允许中心布置的制动盘靠近所述静液压径向柱塞单元的旋转部分与固定部分重叠的区域定位。同时，为制动装置的压力室提供液压流体以释放制动所需要的液压连接可以布置在所述静液压径向柱塞单元的固定部分以及驻车制动机构的机械部分中，但固定在旋转部件上的旋转制动盘除外。所述制动销在所述重叠区域/靠近所述旋转部件的制动盘与所述固定部件的压力室之间提供功能连接。因此，无需将具有制动释放压力的液压流体从固定部件送到旋转部件。因此，需要更少的密封连接件，并且根据本发明的静液压径向柱塞单元的组装和加工的复杂性降低。此外，还减少了潜在的泄漏点的数量。
30.径向柱塞单元的前端部分处的固定缸体包括多个缸孔，缸孔从缸体的周向表面沿径向向内延伸。多个工作柱塞可按沿径向可移动的方式布置在缸孔中，其中每个缸孔容纳一个工作柱塞。每个工作柱塞密封所述缸孔中的压力室，压力室可经由液压通道被供应加压的液压流体，以在相关的工作柱塞的头部上产生使工作柱塞沿径向向外运动的力。而且，在工作柱塞以机械方式被驱动至向内(例如利用凸轮)运动的情况下，液压流体可经由液压通道从缸孔排出。
31.旋转壳体包括内部的凸轮凸角表面。当将加压流体供应到压力室时，工作柱塞被驱动至抵靠所述凸轮凸角表面。当缸体固定且由固定壳体经由固定轴支撑时，工作柱塞沿径向向外的运动在凸轮凸角表面上产生使旋转壳体相对于固定壳体旋转的力。
32.为了将加压流体导向压力室，根据本技术，提供旋转分配器，所述旋转分配器包括中空轴部分和盘形部分，所述盘形部分和所述中空轴部分一体形成，但还可以彼此连接在一起，例如流体密封的方式。所述盘形部分与旋转壳体防扭连接，即，与旋转壳体连接为一起旋转。在优选实施例中，所述旋转分配器的所述盘形部分显示出径向凸部，所述径向凸部与所述凸轮凸角表面的凸角相匹配，所述旋转分配器还包括：在所述盘形部分的定时孔，用于通过液压通道向缸体中的缸孔供应和从缸孔排放液压流体。此外，旋转分配器包括第二内部凹槽，第二内部凹槽与在非旋转的固定轴的外表面的第二凹槽一起形成第二环形通路。固定轴的外表面的第二凹槽利用所述轴中的内部通道连接于第一环形通路。本领域技术人员熟知径向柱塞单元的作业原理，因而径向柱塞单元在此处的功能不必更详细描述。
33.根据本技术，成对滚子轴承以可旋转的方式将旋转壳体支撑于固定壳体。根据本
申请，滚子轴承布置在旋转分配器的径向外侧，不过在与分配器的所述中空轴部分在轴向上大致相同的位置，分别靠近旋转壳体的后端部分且靠近固定壳体的前端部分。换言之，滚子轴承能够实现在旋转壳体与固定壳体之间的相对运动，并布置在密封面近处或靠近密封面处，以避免两个壳体之间产生大的倾斜力矩，这也有利于两个壳体的密封。
34.根据本技术的滚子轴承成对布置，且在一个实施例中优选地相互接近或紧邻。在与旋转分配器的所述中空轴部分在轴向上大致相同的位置布置意味着：轴承在轴向上设置在与缸体的面对固定壳体的一侧相邻的区域中，并至少部分地包围旋转分配器(例如在旋转分配器的圆柱部分)。而且在此区域中，固定壳体和旋转壳体重叠，或者一个或两个壳体的至少延伸部或突出部沿轴向相互重叠，同时同轴地布置为使得旋转部分(如旋转壳体或旋转分配器)可相对于固定部分(如固定壳体或固定轴)旋转。成对轴承可包括与分配器不同的轴向长度。当轴承布置在分配器的所述中空轴部分的径向(相对于纵向轴线)外侧且沿轴向方向至少部分地与分配器重叠(而非沿轴向与其相邻)时，静液压径向柱塞单元的轴向长度减小。本领域技术人员将理解，使用滚子轴承仅为优选实施例。不过，本技术还涵盖以下方案：使用滑动轴承以相对于固定壳体旋转地支撑旋转壳体。
35.根据本技术的一个优选实施例，径向柱塞单元的固定壳体可包括：固定延伸部，其沿轴向方向延伸超过密封面进入旋转壳体的容积中，并且具有大致柱形形状。该延伸部例如安装轴承的内壳。当成对的轴承被容纳在旋转壳体与旋转分配器之间的空间中时，所述延伸部例如在旋转分配器的径向外侧为该对轴承提供固定支撑。因此，延伸部在径向上设置在两个旋转部分(旋转分配器和旋转壳体)之间的空间中。
36.在根据本技术的一个实施例中，延伸部可以与固定壳体一体形成。不过在根据本技术的另一实施例中，延伸部被设置为附加部件，并附接到固定壳体。延伸部可例如利用螺丝旋拧、焊接、粘接、压装、热收缩、夹紧、卷边或塑性变形而附接到固定壳体。在固定壳体与额外的延伸部之间的连接需为防扭连接，使得轴承的支撑力可经由延伸部静态传递到固定壳体。这种分体设计增大了根据本技术的径向柱塞单元的设计和组装的可行性。优选地，延伸部包括：中空的柱形的套筒形状，其中其外表面适于安装成对轴承(优选地采用o型布置)。为了沿轴向方向支撑轴承，延伸部可包括：在所述延伸部的外表面的用于轴承的固定机构，例如用于沿轴向方向支撑轴承的肩部、用于接纳保持环的槽、和/或可拧上轴螺母的螺纹。
37.根据本技术，成对的滚子轴承不仅可位于与分配器大致相同的轴向位置或其近处，而且还可位于与旋转壳体外周表面的凸缘、链轮或类似扭矩传递装置大致相同的轴向位置。在马达作业模式中，旋转部分(如轮或链轮)可由静液压径向柱塞单元驱动。在泵作业模式中，旋转部分可以驱动静液压径向柱塞单元。扭矩传递装置用作接口，旋转部分或轨道/履带或链可固定到所述接口。当轴承布置在与扭矩传递装置基本相同的轴向位置时，没有或至少减少旋转壳体相对于纵向轴线而产生的、与成对轴承的位置有关的倾斜力矩。因此，轴承可被设计得更小且具有更低负载因数。这使得轴承具有更低成本并进一步降低静液压径向柱塞单元的生产成本。同时，根据本技术的轴承布置减小了径向柱塞单元的轴向长度并减小了在扭矩传递部位与固定壳体的固定机构(径向柱塞单元由此可安装到例如运载工具的框架)之间所需的距离。
38.在根据本技术的另一实施例中，静液压径向柱塞单元包括固定(非旋转) 双速、三
速、或多速控制阀。控制阀(例如在双速实施例中)能够在第一位置与第二位置之间切换。在第一位置，例如，所有缸孔用于在旋转壳体上产生扭矩，即，可向缸孔供应高压(例如作业压力)下的流体。这意味着向缸孔供应高压液压流体，迫使缸孔中布置的柱塞沿径向向外运动。当柱塞由于其遵循凸轮凸角表面的凸轮形状而沿径向向内运动时，对应的缸孔连接到出口定时孔，液压流体从缸孔排出。在第二位置，例如，仅一部分缸孔呈与在第一位置时相同的作业行为，即，仅一部分缸孔可经由入口定时孔被供应高压液压流体。不过，另一部分缸孔被供应减压(例如充油压力)的液压流体，而无论工作柱塞的运动如何。在此，例如，成组的缸孔也可在减小的液压压力下液压短路。
39.换言之，在控制阀的第一位置，静液压径向柱塞单元的作业容积是各缸孔及其对应作业缸之间围出的所有作业容积的总和。在第二位置，仅有一部分缸孔被供应高压流体。因此，仅有此部分的工作柱塞和对应缸孔对径向柱塞单元的作业容积有贡献。其它工作柱塞被提供减小的压力，该减小的压力足以确保柱塞滚子与旋转壳体的凸轮凸角表面接触，它们不贡献于径向柱塞单元的实际的作业容积，因为对应的压力室未被供应高压液压流体。在短路情况下，使一个柱塞向外运动所必要的液压流体容积由另一向内运动的柱塞取代。
40.在根据本技术的另一优选实施例中，凸轮凸角表面与旋转壳体一体形成。如果壳体将由多部分组装，则必要的连接和密封将需要额外的径向和轴向空间。使旋转壳体与凸轮凸角表面一体形成减小了组装过程的复杂度。此外，这种一体形成的思路能够减小静液压径向柱塞单元的直径，即，径向尺度，因为各部分之间的连接可以免除。这还节省了制造和组装成本，因为精密加工的连接表面和额外的组装步骤得以避免。
41.同步销可容纳在所述旋转壳体的轴向孔中，优选地，容纳在凸角的延长部分中，并与所述分配器的盘形部分的其中一个径向凸部中的相应孔接合。由此，所述同步销能够同时与所述旋转壳体和所述旋转分配器相互作用。因此，当所述分配器安装在所述旋转壳体中时，所述同步销确保所述分配器(或者更确切地说，所述旋转分配器的盘形部分)正确定向。此外，所述同步销使所述分配器的旋转与旋转壳体的旋转同步，即阻止这两部分之间的相对运动。
42.根据本技术，径向柱塞单元进一步可包括：分配器弹簧，以将旋转分配器的盘形部分朝向缸体压紧。根据本技术，这些分配器弹簧优选地在凸角 (lobe)的轴向延伸处容纳在旋转壳体中的轴向延伸孔中。优选地，旋转分配器的所述盘形部分显示出面向固定缸体的盘状延伸部，并显示出与凸轮凸角表面互补的轮廓。分配器弹簧将旋转分配器朝向缸体促压。由此，旋转分配器的盘形部分的前表面和缸体的相邻前表面形成所述旋转分配器的盘状部分与所述固定缸体之间的静液压轴承。
43.静液压轴承利用定时孔(其布置在旋转分配器的盘形部分的前表面中，液压流体可经由定时孔向缸体中的缸孔供应或从缸孔排出)被供应加压的流体。将分配器弹簧布置在旋转壳体(其与分配器实现防扭连接)中确保在分配器弹簧与分配器之间不存在沿周向方向的相对运动。如果在两个部件之间将存在相对运动，则弹簧将有可能易于剧烈磨损和/或将会经历变形。此外，在凸轮凸角表面的凸角的伸长部/延伸部中轴向容纳分配器弹簧，减少了由所述旋转分配器和所述固定轴之间的摩擦阻力产生的同步销上的负载和应力。
44.当弹簧位于所述分配器的轴向厚度内时可实现另一个好处，这进一步减少了静液
压径向柱塞马达的轴向长度，因为前壳体中用于容纳弹簧的轴向孔被移动到分配器，从而可以减少前壳体的轴向长度。
45.第一缸体可包括一排以上的具有径向往复工作柱塞的缸孔，每排缸孔与相邻排轴向隔开。所述缸孔和相应的工作柱塞可布置为在相邻的圆周方向上相邻(即具有相同的旋转方向)，或者彼此交错布置，并且可以与第一凸轮凸角表面相互作用。
46.根据本技术，静液压径向柱塞单元还可包括：第二缸体，其工作柱塞与同一凸轮凸角表面或平行于第一凸轮凸角表面布置的另一凸轮凸角表面相互作用。第二缸体沿轴向与第一缸体平行地布置在非旋转轴上。设置具有一排以上的缸孔的缸体或第二缸体显著增大潜在的作业容积，其中静液压径向柱塞单元直径保持相同。
47.为了针对特定应用而定制静液压径向柱塞单元的行为，轴向间隔排列的缸孔或第二缸体的缸孔的数量和沿径向往复的工作柱塞的数量可不同于第一缸体的缸孔的数量和沿径向往复的工作柱塞的数量。
48.在这种情况下，可在旋转壳体的径向内侧设置第二圆周凸轮凸角表面。第二缸孔或第二排或更多排缸孔的工作柱塞可与第二凸轮凸角表面相互作用。在一个实施例中，第二圆周凸轮凸角表面与旋转壳体一体形成。
49.在根据本技术的进一步的实施例中，增强的盘形盖附接到旋转壳体的前端(也是静液压径向柱塞单元的前端)。所述盖封闭且优选地密封旋转壳体，例如利用o型圈实现，从而防止液压流体从通过旋转壳体和固定壳体形成的腔内渗漏。此外，前端和增强盖被设计为使得：增强盖能够吸收由于凸轮凸角工作原理所致的作用于旋转壳体上的径向力。
50.在另一实施例中，增强盖包括套筒状的套环部且旋转壳体包括互补的肩部，或者相反。套筒状的套环部可布置为至少沿径向方向与互补肩部形成闭合连接的形式。由此，旋转壳体可沿径向方向增强。优选地，增强盖的厚度被设计为使得：增强盖包括在其随旋转壳体转动时的低的旋转质量，但提供高径向刚度。增强旋转壳体的更高径向刚度减小了在凸轮凸角表面与工作柱塞(其与凸轮凸角表面相互作用)之间的可能偏差。增强盖因而确保在凸轮凸角表面与工作柱塞之间的更佳接触，并由此防止部件磨损增大，这是因为其有益于在径向柱塞单元的运转过程中柱塞滚子以线接触压靠凸轮凸角表面。
51.在根据本技术的一个优选实施例中，静液压径向柱塞单元作为液压马达运转。液压马达例如利用扭矩传递装置驱动作业机器(例如履带式装载机) 的履带驱动器或轮。特别是在履带驱动领域中，重要的是，径向柱塞单元的轴向长度小，从而能够尽可能灵活地选择作业机器的设计。
附图说明
52.在以下的附图中，描述根据本技术的静液压径向柱塞单元的示例性实施例以及根据本技术的静液压径向柱塞单元的特定子组件。所呈现的实施例不限制本技术的范围。图中显示出：
53.图1显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的沿旋转轴线的第一剖视图；
54.图2显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的沿旋转轴线的第二剖视图；
55.图3显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的垂直于旋转轴线的第三剖视图；
56.图4显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的旋转壳体的等轴测视图；
57.图5显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的旋转壳体(安装有分配器)的等轴测剖视图；
58.图6显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元的前端的局部剖视图。
59.仅出于例示和易读性目的，在所有所呈现附图中，相同的功能部分以相同的附图标记指示。
60.附图标记说明
61.1-静液压径向柱塞单元；3-机壳；10-旋转轴线；12-非旋转的固定轴； 13-第一凹槽；14-第二凹槽；15-第二轴向孔；20-非旋转的固定壳体；22
‑ꢀ
环形槽；24-端侧；25-延伸部；26-通孔；28-用于制动销的第一轴向孔；30
‑ꢀ
轴向重叠区域；33-第一环形通路；35-密封面；37-密封体；40-旋转壳体； 42-前端；43-第二环形通路；44-扭矩传递装置；45-增强前盖；46-套环部； 47-台阶/肩部；48-外周表面；49-螺丝；50-缸体；55-缸孔；60-工作柱塞； 65-滚子；70-旋转分配器；71-盘形部分；72-分配器弹簧；73-第二内部凹槽；74-中空轴部分；75-第三轴向孔；77-定时孔；78-同步销；80-第一凸轮凸角表面；90-滚子轴承；100驻车制动机构；112-制动盘；114-制动销； 116-制动活塞；117-释放面；118-碟簧；120-双速控制阀；130-端盖。
具体实施方式
62.图1公开了根据本技术的静液压径向柱塞单元1。静液压径向柱塞单元 1包括：固定的非旋转壳体20，非旋转壳体20包括限定旋转轴线10的通孔 26。非旋转壳体20容纳固定轴12，固定轴12与旋转轴线10同轴布置并与非旋转壳体20防扭连接。旋转壳体40利用成对的滚子轴承90支撑，使得其能够围绕旋转轴线10相对于固定壳体20而旋转。因此，旋转壳体40的后端部分利用密封体37与固定壳体20的前端部分相密封。密封体37的轴向位置通过正交于旋转轴线10的密封面35限定。从外侧看，密封面35将径向柱塞单元1的机壳3分为在密封面35一侧上的旋转壳体部分40、和在密封面35另一侧上的固定壳体部分20。
63.成对的滚子轴承90布置在固定壳体20的延伸部25上，其中，根据图1 中所示实施例的延伸部25被设置为额外的延伸部分。延伸部25穿过密封面 35伸入由旋转壳体40形成的腔体中。在图1所示实施例中，滚子轴承90 成对(即，沿旋转轴线的方向相互基本紧邻)布置并采取o型构造。如果要增大轴承的支撑间隔(例如，如果应以小倾斜间隙来引导部件)或者如果必须支撑大的倾斜力，则轴承的o型构造是优选的。否则，可能选择x型构造或者定位/非定位轴承布置。
64.根据本技术，成对的轴承90布置在轴向重叠区域30中，非旋转壳体的固定部分20和旋转壳体40在重叠区域30中重叠。换言之：在重叠区域30 中，固定壳体20与旋转壳体40同轴布置，反之亦然。不过，固定壳体20 和旋转壳体40二者在径向上彼此间隔开。这意味着，旋转壳体40包围固定壳体20，如同其在所呈现示例中的情况那样，或者相反。
65.旋转壳体40包括：扭矩传递装置44，即，旋转壳体的外周表面48处的凸缘。根据应用，部件可附接到凸缘44，凸缘44可通过静液压径向柱塞单元1驱动，或者凸缘44可驱动静液压径向柱塞单元1。扭矩传递装置44优选地布置在与成对轴承90相同的轴向位置，以减小在轴承90与扭矩传递装置49之间的轴向撬动并由此消除在其他情况下将会产生的倾斜力矩。
66.旋转壳体40包括：朝内侧的凸轮凸角表面80，工作柱塞60可压靠凸轮凸角表面80(还参见图3)。在所呈现的实施例中，凸轮凸角表面80与旋转壳体40一体形成，例如通过三维铣削、铸造、车削、锻造或其他不同的制造方法实现。工作柱塞60容纳在缸体50的缸孔55中。缸体50被设计为相对固定轴12和固定壳体20固定。因此，将工作柱塞60推压/抵靠在凸轮凸角表面80上，在由固定缸体50支撑的凸轮凸角表面80上产生力。由于凸轮凸角的形状，该力使得旋转壳体40旋转。
67.为驱动工作柱塞60抵靠在凸轮凸角表面80上，将加压流体供应到缸体50的缸孔55。如果在相反情况下，工作柱塞60由于遵循凸轮凸角表面(即，凸轮)的形状而被沿径向向内驱动，则液压流体从对应的缸孔55排出。因此，缸孔55必须交替地连接到静液压径向柱塞单元1入口和静液压径向柱塞单元1出口，这通过旋转分配器70实现。
68.具有盘形部分711和中空轴部分74的旋转分配器70(具有t形截面) 部分地布置在轴向重叠区域30中。因此，成对的轴承90可在轴向上布置在与旋转分配器70相同位置，且布置在旋转分配器70的中空轴部分74的直径较小区域的径向外侧。不过，在一些设计中，成对轴承90也可布置在旋转分配器70的中空轴部分74的径向内侧。
69.优选地，旋转壳体40和固定壳体20密封出内腔。对此，为了便于制造和安装根据本技术的径向柱塞单元1的部件，增强前盖45、端盖130设置在径向柱塞单元1的后端侧24处以及前端42处。除了其封闭壳体腔的功能以外，增强前盖45被设计为在径向方向上增强旋转壳体40并由此增强凸轮凸角表面80。增强前盖45包括基本平坦的盘形基体，中空柱形套环部46从所述基体延伸。与套环部46互补地，在旋转壳体40的外周向表面48上设置台阶47。在增强前盖45附接到旋转壳体40之后，套环部46沿径向方向为台阶47提供支撑。这种额外的支撑确保凸轮凸角表面80保持其形状，即使工作柱塞60压靠凸轮凸角表面80。套环部46的和基体板的厚度可根据所需稳定性增加而选择。
70.此外，增强前盖45可包括轻量结构，例如通过在主受力区域中设置增强肋和较低应力区域中设置切除部/凹部的方式。本领域普通技术人员将认识到，提供于增强前盖45的套环部46和提供于壳体40的台阶的功能原理可以颠倒，使得增强前盖45可包括台阶47且壳体40可包括套环部46。不过，能够吸收沿径向方向作用于旋转壳体40上的力的其它稳定性增加设计也被本技术的范围涵盖。例如，在大致平坦的增强前盖45和旋转前壳体40 之间设置榫钉连接。
71.除了用于封闭径向柱塞单元1两部分式壳体的腔的后端侧24的功能以外，端盖130是驻车制动机构100(其制动机构布置在固定壳体20中)的一部分。驻车制动机构100包括至少两个制动盘112，其中一个以防扭方式附接到旋转壳体40，而另一个非旋转地附接到固定壳体20。制动盘112能够相对于固定壳体20和旋转壳体40轴向移动。如果驻车制动机构100包括多于两个制动盘112，则各制动盘112以交替顺序连接到固定壳体20和旋转壳体40。碟簧118由端盖130支撑，并向制动活塞116提供预紧力。只要制动活塞116在其释放面117处不被施压，则弹力经由制动活塞116传递到至少一个制动销114(制动销114布置在固定壳体20中的第一轴向孔28中)。
72.优选地，为了提供更平衡的制动盘致动，提供多于一个制动销114。每个制动销114布置在沿周向分布的第一轴向孔28之一中。至少一个制动销 114将碟簧118的预紧力施加/传递到制动盘112上，制动盘112相互压靠并例如由固定壳体20或延伸部25的肩部支撑。由
此，例如在作业运载工具停止时，可阻止旋转壳体40与固定壳体20之间的相对运动。
73.如果允许旋转壳体40与固定壳体20之间的相对运动，则将液压压力施加于制动活塞116的与碟簧118相反一侧的释放面117。液压压力在释放面 117上产生朝向固定壳体20后侧方向(即，沿碟簧118的方向)的力。由于所产生的力与碟簧118的预紧力相反，因而制动销114从制动盘112松开。这样，各制动盘112之间能够相对运动，并且由此，固定壳体20与旋转壳体40能够相对运动。
74.优选地，制动销114包括特定几何形状。制动销114面向制动活塞116 方向的端部比面向制动盘112方向的端部包括更大直径。此外，制动销114 相对于固定壳体20和固定轴12密封。因此，在制动销114的端面与静液压径向柱塞单元1的壳体20之间形成压力室。如果沿制动盘112的方向驱动制动活塞116，则制动活塞116推动制动销114抵靠制动盘112。在其它情况下，如果压力施加于密封的压力室，在制动销114的端面上产生力。由于端面的不同直径，所述压力产生沿制动活塞116方向推动制动销114的力。当制动销114接触制动活塞116之后，制动销114使制动活塞116压靠碟簧 118，从而释放制动盘112的轴向力。
75.然而，根据本技术的思路还涵盖以下内容：制动销114的特定设计确保销114总是接触制动活塞116，而无论释放面是否被施压。在此实施例中，制动销114在远离制动活塞116的端部上相对于固定壳体20密封。制动销 114的具有较大直径的后端接纳在制动活塞116中，并在制动销114的后端与制动活塞116之间设置密封。于是，当制动活塞116通过由压力室(其通过制动活塞116、轴12、制动销114前端和固定壳体20一起形成)中的液压压力产生的力运动时，液压压力可存在于制动销114的后面/端面处。由于面对制动活塞116的端面的较大直径，因而液压压力在背离制动活塞116 的侧上产生更大的力，制动销114与制动活塞116保持接触。
76.图2显示出根据图1的静液压径向柱塞单元1在不同剖面中的剖视图。根据图2的视图，显示了根据本技术的静液压径向柱塞单元1的多个液压通路中的一些。在静液压径向柱塞单元1的中心，设置有非旋转的固定轴12，固定轴12包括：第一组凹槽13，第一组凹槽13在朝向根据本技术的静液压径向柱塞单元1的端侧24的区域中。固定轴12另外还包括：第二组凹槽14，第二组凹槽14在朝向静液压径向柱塞单元1的前端42的区域中。第一组凹槽13与设置在非旋转的固定壳体中的环形槽22一起，形成第一环形通路33。这些第一环形通路33用于分配从静液压径向柱塞单元1入口进入和向静液压径向柱塞单元1出口流动的液压流体。
77.第二环形通路43通过第二凹槽14与旋转分配器70的中空轴部分74中的第二内部凹槽73相结合而形成。第一环形通路33利用布置在固定轴12 中的通道(图2中不可见)流体连接于第二环形通路43。
78.旋转分配器70的内部结构从图1和2中变得显见。旋转分配器70能够选择性地将第二环形通路43连接于适合的缸孔55，取决于是否应经由定时孔将高压力供应到特定缸孔55或者是否应使液压流体从特定缸孔55排出。
79.在本技术的所示实施例中，延伸部25设置为附接到固定壳体20的附加部件。除了支撑成对的轴承90以外，延伸部25还设置有肩部，制动盘112 可压靠在所述肩部上。这两种功能均需要严格的制造公差以确保静液压径向柱塞单元1的可靠支承和制动。在相对较小的附加部件上实现这两种功能包括以下优点：仅需要加工相对较小的附加部件，固定壳体20的大部分不需要进行这样的复杂加工，而若固定壳体20应提供肩部和/或支承表面则会
需要。
80.非旋转的固定轴12进一步包括：第二轴向孔15，其在所呈现的示例中与旋转轴线10同轴布置。双速控制阀120布置在第二轴向孔15中。双速控制阀120包括两个位置。在第一位置，所有缸孔55能够被供应以高压下的液压流体。在第二位置，仅一部分缸孔55能够被供应高压下的液压流体。其它的缸孔55被供以较低压力，该较低压力足以迫使工作柱塞60的滚子遵循凸轮凸角表面。同时，以较低压力供应的缸孔55可以液压短路。因此，在第一位置，所有缸孔55均贡献静液压径向柱塞单元1的作业容积。在第二位置，短路的缸孔55对静液压径向柱塞单元1的作业容积没有贡献，因为对于移动至外侧的每个工作柱塞60，都有另一个柱塞移动至其相关缸孔 55的内侧。
81.在所呈现实施例中，双速控制阀120液压操作。不过，双速控制阀120 也可机械操作或电机械操作。在其它实施例中，如本领域技术人员应意识到的那样，双速控制阀120可为提供更多位置的多速控制阀，以在更大范围内改变静液压径向柱塞单元1的旋转速度和扭矩。
82.图3显示出根据本技术的静液压径向柱塞单元1在正交于旋转轴线10 平面中的剖视图。图3中间所示的固定轴12与缸体50防扭连接。因此，缸体50也是固定的。缸体50包括：沿径向布置的缸孔55，它们在缸体50的周向表面上等距分布。每个缸孔55接纳工作柱塞60，使得工作柱塞60可在缸孔55中沿径向方向滑动。工作柱塞60包括在径向上的外端的滚子65。当压力供应到缸孔55时，滚子65被推动至与在旋转壳体40的径向内侧形成的凸轮凸角表面80接触。压力在工作柱塞60上形成沿径向向外方向的力。如果旋转壳体被驱动至旋转，滚子65与凸轮凸角表面80相互作用，取决于滚子65是否是从凸角移动至凸轮还是相反。如果滚子从凸角向凸轮行进(即，凸轮凸角表面形状为沿径向向内方向)，则滚子65和对应的柱塞60通过凸轮凸角表面80形状沿向内方向被驱动，液压流体从相关的缸孔55排出。在相反情况下，即，如果滚子从凸轮向凸角行进，这意味着凸轮凸角表面80 形状在此区中为沿径向向外方向，则滚子和对应柱塞60通过缸孔55内的压力被向外驱动以遵循凸轮凸角表面。
83.图4示出了用于根据本技术的一个实施例中的静液压径向柱塞单元1的旋转壳体40的等轴测视图。除了前文已经提及的特征以外，图4示出了第三轴向孔75，第三轴向孔75布置在凸轮凸角表面80的径向内侧，在垂直于旋转轴线10的表面处。第三轴向孔75接纳分配器弹簧72，分配器弹簧72 对相邻布置的旋转分配器70提供预紧力。旋转分配器70的盘形部分71和旋转壳体40与第三轴向孔75和所容纳的分配器弹簧72相结合，能够利用布置在旋转壳体40的一个第三轴向孔75中的同步销78以可旋转的方式联接。因此，旋转分配器70和分配器弹簧72以相同旋转速率旋转。
84.根据图1或图2，相关领域的技术人员从图4中发现，第三轴向孔75 也可以移至分配器70，以紧靠相关的凸角的底面。将分配器弹簧72放置在分配器70的孔75中可实现相同的功能：将分配器70的盘形部件71压紧在缸体50的前表面上。
85.在图4中，还显示了同步销78，按照本技术中的惯常方式布置在更大的直径上，这会降低作用在同步销78上的剪切力矩。这些剪切力是在液压马达的操作中由轴12的外周表面和分配器70的内周表面之间的摩擦力产生的，分配器70与轴12表面密封，以形成环形分配通道(另见图1或图2)。这里，同步销78安装在前壳体40中的第三轴向孔75和分配器70中
的相应孔中。
86.图5公开了旋转壳体40的剖视图，在旋转壳体40中布置有旋转分配器 70。在旋转分配器70的盘形部分71的外表面形成为与凸轮凸角表面80互补，以支持旋转壳体40中容纳的同步销78的功能。同步销78确保：当分配器70被接纳在旋转壳体40中时，分配器70的旋转取向是正确的。另外，同步销78使分配器70的旋转与旋转壳体40的旋转同步。此外，还示出了分配器弹簧72如何邻接抵靠第三轴向孔75的底部并由此沿前端42的方向 (即，朝向缸体50(图5中未示出))挤压分配器70。旋转分配器70包括轻量设计，以减少组件转动惯量。为此，在分配器70的径向延伸的盘形部分处部分地设置空隙。此外还示出了在分配器70的径向内侧处形成的第二内部凹槽73。第二内部凹槽73包括环形形状并能够引导流体进出布置在分配器70前表面中的定时孔77。
87.图6例示出增强前盖45如何利用螺丝49(它们沿假想圆弧等距分布) 附接到旋转壳体40。前文阐释的增强前盖45中的套环部与旋转壳体40中的台阶的组合不仅增强凸轮凸角表面80，而且确保增强前盖45相对于旋转壳体40恰好居中。应认识到，使所述盖附接到旋转壳体的其它技术也处于本领域技术人员的常识范围内。
88.基于以上公开内容和附图和权利要求，应认识到，根据本技术的静液压径向柱塞单元1针对现有技术提供多种可行方案和优点。本领域技术人员应进一步认识到，在不背离本技术精神的情况下，可对根据本技术的径向柱塞单元1进行现有技术中已知的进一步修改和变化。因此，所有这些修改和变化在权利要求的范围内并由权利要求涵盖。应进一步理解，上述示例和实施例仅用于例示目的，据此进行的对实施例的各种修改、变化或组合(将由本领域技术人员建议)被包括在本技术的精神和范围内。